Модернизация четырехосной цистерны модели 15-869

Рис. 18 Типы роликовых подшипников:

а -- цилиндрический на горячей посадке;

б -- сферический на втулочной посадке

Подшипники состоят из наружного 1 и внутреннего 3 колец, роликов 2 и сепараторов 4. Кольца и ролики изготавливают из сталей марок ШХ4, ШХ15 и ШХ15СГ. Сталь марки ШХ4 регламентируемой прокаливаемости обладает более высокой твёрдостью поверхностного слоя и достаточной вязкостью внутренних волокон, что обеспечивает более высокую устойчивость хрупкому разрушению по сравнению со сталями марок ШХ15 И ШХ15СГ.

Ролики цилиндрического подшипника имеют скосы у торцов. У подшипников на горячей посадке ролики с 1973 г. изготавливали с рациональным контактом с поверхностью дорожек качения колец - с так называемой ”бомбиной”.

Расчёт вагонных подшипников качения

Расчёт подшипников качения производиться на основании ГОСТ 18855-73.

Исходные данные:

количество осей вагона ;

вес брутто вагона т;

тип оси колёсной пары - РУ1Ш;

масса колёсной пары РУ1Ш = 1,2 т;

диаметр средне изношенного колеса = 0,9 м;

расчётный диаметр шейки оси (см. гл. 2.2) мм;

количество цилиндрических роликовых подшипников в одной буксе ;

расчётная долговечность подшипников для грузовых вагонов тыс. км.

Выбор цилиндрических роликовых подшипников качения на горячей посадке.

Вес брутто (выраженный в единицах СИ), Н:

;

Н.

Вес колёсной пары (выраженный в единицах СИ), Н:

,

Н.

Статическая нагрузка на один цилиндрический роликовый подшипник, Н:

;

Н.

Динамическая эквивалентная нагрузка для цилиндрических роликовых подшипников, Н:

,

где - коэффициент, учитывающий динамичность приложения нагрузки,

= 1,3 (для грузовых вагонов);

Н.

Необходимая динамическая грузоподъёмность при установленной долговечности в тыс. км определяем по [2, (6)], Н:

;

Н.

Учитывая полученную динамическую грузоподъёмность С = и диаметр шейки мм, которая равняется внутреннему диаметру или диаметру посадочной втулки подшипника d, выбираем подшипники по [2, табл. 1]:

тип - 3232226Л2, 3042226Л1;

наружный диаметр - D = 230 мм;

внутренний диаметр - d = 130 мм;

ширина - B = 80 мм;

количество роликов - z = 16;

тип посадки - горячая;

динамическая грузоподъёмность - = 481000 Н.

3.3 Расчёт рессорного подвешивания

Упругие элементы, являясь составной частью рессорного подвешивания, смягчают толчки и удары, действующие на движущийся вагон от рельсового пути. В качестве упругих элементов применяют витые стальные пружины, резиновые, пневматические, торсионные, стальные листовые рессоры. Пружина - упругий элемент, изготовленный завивкой.

В ходовых частях современных вагонов наибольшее распространение получили витые цилиндрические пружины (см. рис.19, а), которые по сравнению с применяемыми ранее листовыми рессорами позволяют получать необходимые упругие характеристики при меньших массах и габаритных размерах, а в сочетании с гасителями колебаний обеспечивать более спокойный ход вагона. Кроме того, пружины могут смягчать горизонтальные толчки и удары, что не могут листовые рессоры, пружины также гораздо проще в изготовлении и ремонте, чем листовые рессоры. В силу своих преимуществ цилиндрические пружины (см. рис.19, а) почти вытеснили широко применяемые ранее листовые рессоры. Хотя конические рессоры (см. рис. 19, б) имеют более благоприятную силовую характеристику, но сложны в изготовлении и ремонте. Поэтому они не нашли широкого распространения в вагоностроении.

Рис.19 Витые пружины:

а -- цилиндрическая;

б -- коническая

Под действием вертикальной расчётной силы (в дальнейшем P без индекса) пружина прогнётся, в материале возникнут напряжения. Рассматривая произвольное поперечное сечение витка (см. рис. 20, а), приложим к его центру равные и противоположно направленные силы P, что не приведёт к нарушению равновесия. В результате крутящий момент M пары сил P на плече R вызовет деформацию кручения в поперечном сечении прутка (рис. 20, б), а сила P, направленная вниз, - деформацию среза (см. рис. 20, в).

Если для обеспечения прочности и необходимых гибких свойств однорядной пружины получаются слишком большие её габаритные размеры, то целесообразно применять многорядные пружины. В связи с этим в вагонах наибольшее распространение получили двухрядные пружины, а в центральном подвешивании тележек пассажирских вагонов - трёхрядные. Заметим, что двухрядная пружина работает по системе с параллельным их расположением в комплекте.



Рис. 20 Расчётная схема цилиндрической пружины: а -- схема действия сил; б -- распределение в сечении прутка касательных напряжений от действия крутящего момента М; в -- распределение касательных напряжений от действия перерезывающей силы Р

При проектировании рессорного подвешивания вагона необходимо руководствоваться Нормами для расчёта и проектирования новых и модернизируемых вагонов железных дорог МПС колеи 1520 мм (несамоходных).

Исходные данные:

вес брутто вагона т;

конструктивная скорость км/ч.

Определение искомых параметров рессорного подвешивания.

Определяем массу надрессорного строения вагона, т:

,

где - масса тележки, = 4,9 т (для тележки ЦНИИ-Х3-0);

- масса надрессорной балки, = 0,5 т;

т.

Вес надрессорного строения, Н:

;

Н.

Кузов вагона с заданной скоростью движения при схеме рессорного подвешивания тележки по типу ЦНИИ-Х3-0 подвешен на 4-х рессорных комплектах (по 2 комплекта на каждой тележке), каждый элемент состоит из сети упругих элементов.

Статическая нагрузка на один упругий элемент (пружину) определяется выражением, Н:

,

где - количество тележек, = 2;

- количество комплектов на тележке, = 2;

- количество упругих элементов в комплекте, = 7;

Н.

Расчётная нагрузка на одну пружину, Н:

,

где - коэффициент конструктивного запаса, = 1,8

(по рекомендации [3,c.5]);

Н.

Вычислим коэффициент кривизны прутка:

,

где - индекс пружины, = 6.

.

Диаметр прутка находим по условию обеспечения прочности пружины, м:

,

где - допускаемое суммарное напряжение от напряжений кручения и касательных напряжений , Па;

;

м.

Средний диаметр пружины, м:

;

м.

Количество рабочих витков равняется:

,

где - статический прогиб рессорного подвешивания, = 0,05 м (по реко- мендации [3, с. 4];

G - модуль сдвига материала пружины, Па;

.

Жёсткость пружины, Н/м:

;

Н/м.

Для создания более компактного рессорного подвешивания заменим полученную пружину эквивалентной ей двухрядной.

Наружный диаметр прутка пружины, м:

,

где s - зазор между внутренней и наружной пружинами, s = 0,003 м (по реком- ендации [3, c. 9];

= 0,0303 м.

Внутренний диаметр прутка пружины, м:

;

м.

По ГОСТ 2590-71 принимаем:

наружный диаметр прутка пружины м;

внутренний диаметр прутка пружины м.

Средние диаметры пружин, м:

;

;

м; м.

Количество рабочих витков наружней и внутренней пружин:

;

;

;

.

Высота наружной и внутренней пружин в сжатом состоянии до соприкосновения витков, м:

;

;

м;

м.

Расчётный (максимальный) статический прогиб, м:

;

м.

Высота наружной и внутренней пружин в свободном состоянии, м:

;

;

м;

м.

Для выравнивания высот наружной и внутренней пружин необходимо предусмотреть прокладку под внутреннюю пружину толщиной, м:

;

м.

Во избежание потери устойчивости или значительного искривления пружины при сжатии необходимо выполнения следующего условия:

? 3,5.

В нашем случае условие устойчивости определяем по параметрам наружной пружины, определяющей устойчивость гнезда в целом:

? 3,5;

? 3,5.

Вывод: таким образом, комплект, состоящий из семи двухрядных пружин, будет устойчивым.

Жёсткости наружной и внутренней пружин определяются так, Н/м:

;

;

Н/м;

Н/м.

Суммарная жёсткость двухрядной пружины составит, Н/м:

;

Н/м.

Погрешность по сравнению с необходимой жёсткостью составляет, %:

;

;

%.

Вывод: расчёт является корректным, так как полученная погрешность не превышает 5%.

3.4 Расчет рамы и других деталей тележки

3.4.1 Расчет рамы тележки

Настоящий расчет выполнен с целью оценки прочности боковой рамы тележки модели 18-100.

Расчет производится в соответствии с "Нормами для расчета и проектирования вагонов, железных дорог МПС колеи 1520 мм 1996 (несамоходных). (далее по тексту «Нормами...»).

Прочность боковой рамы в соответствии с «Нормами...» оценивается при двух расчетных режимах:

По первому расчетному режиму рассматривается относительно редкое сочетание экстремальных нагрузок. Основное требование при расчете на прочность по этому режиму - не допустить появление остаточных деформаций (повреждений) в узле или детали. В эксплуатации, первому режиму расчета соответствует: осаживание и трогание тяжеловесного состава с места; соударение вагонов при маневрах, в том числе при роспуске с сортировочных горок; экстренное торможение в поездах при малых скоростях движения.

По третьему расчетному режиму рассматривается относительно частое возможное сочетание умеренных по величине нагрузок, характерное для нормальной работы вагона в движущемся поезде. Основное требование при расчете по этому режиму - не допустить усталостного разрушения узла или детали. В условиях эксплуатации, третий расчетный режим соответствует случаю движения вагона в составе поезда по прямым и кривым участкам пути и стрелочным переводам с допускаемой скоростью, вплоть до конструкционной; при периодических служебных регулировочных торможениях; периодических умеренных рывках и толчках; штатной работе механизмов и узлов вагона.

Исходные данные

Боковая рама изготовлена из стали 20ГФЛ, допускаемое напряжение, для которой по 3 расчетному режиму составляют 150МПа.

Расчетная схема и принятые допущения:

Расчет производился методом конечных элементов с использованием конечно элементного пакета ANSYS 8.0. Для расчета была создана стержневая конечно элементная модель боковой рамы. Особенность боковой рамы, заключающаяся в наличии протяженных узлов, учитывалось путем задания в узлах абсолютно жестких стержней. Длина абсолютно жестких стержней принималась равной 2/3 протяженности узла, на 1/3 протяженности узла в узел заходил деформируемый стержень.

Боковая рама нагружалась тремя силами, приложенными к нижнему поясу. Величина нагрузки складывалась из трех составляющих:

1- вертикальной статической нагрузки;

2- вертикальной динамической нагрузки;

3- вертикальной добавки от действия боковой силы.

Вертикальная динамическая нагрузка определялась путем умножения статической нагрузки на коэффициент вертикальной динамики.

Коэффициент вертикальной динамики в соответствии с «Нормами…», определяется по формуле (1):

(1)

где: - среднее вероятное значение коэффициента вертикальной динамики;

- параметр распределения, согласно «Нормам…» принимается равным 1,13.

- доверительная вероятность, с которой определяется коэффициент вертикальной динамики;

Среднее вероятное значение определяется по формуле (2):

(2)

где: - коэффициент, равный для необрессоренных частей тележки 0,05.

- коэффициент, учитывающий влияние числа осей n в тележке под одним концом экипажа, определяется по формуле (3):

; (3)

V - конструкционная скорость движения, м/c;

- статический прогиб рессорного подвешивания, м. Для тележки модели 18-100 принимается равный 0.05.

Подставляя данные в формулу (2) получаем коэффициент вертикальной динамики равный 0.52.

Расчетная схема боковой рамы показана на рис.3.1

Рис. 3.1 Расчетная схема боковой рамы тележки

Результаты расчета

В результате расчета были получены напряжения, возникающие в боковой раме. Распределение эквивалентных напряжений по теории Мизеса показано на рис.3.2



Рис.3.2 Распределение эквивалентных напряжений в боковой раме (вид сверху и вид снизу)

Как видно из рис.3.2 наибольшие напряжения возникают на нижних волокнах нижнего пояса величина этих напряжений составляет 119 МПа, что не превосходит допускаемых.

Характеристики поперечных сечений стержневых конечных элементов.



Рис.3.3 Сечение № 1 (Верхний пояс)

Рис.3.4 Сечение № 2 (Наклонный верхний пояс)



Рис.3.5 Сечение № 3 (Наклонный пояс)

Рис.3.6 Сечение № 4 (Нижний пояс)



Рис.3.7 Сечение № 5 (Колонка)

Выводы: условие прочности рамы тележки проектируемого вагона по результатам расчёта при осевой нагрузке т для I режима и III режима обеспечено, так как действительные напряжения меньше допускаемых

3.4.2 Гасители колебаний

При движении вагона по периодическим неровностям пути (стыкам рельсов, например) со скоростью, когда частоты вынужденных и собственных колебаний близки по величине, могут возникать большие амплитуды колебаний кузова на рессорах (резонанс), если в системе рессорного подвешивания отсутствуют или малы силы сопротивления. Поэтому для гашения резонансных колебаний в систему рессорного подвешивания вводят специальные гасители, которые позволяют снизить амплитуды и ускорения колебательного движения, а следовательно, уменьшить воздействие динамических сил на элементы вагона и перевозимый в нём груз. Многочисленные разновидности конструкций гасителей колебаний, применяемых в подвижном составе, можно объединить в две большие группы: фрикционные и вязкого сопротивления. Рассмотрим только фрикционные гасители колебаний.

Фрикционные клиновые гасители колебаний широко применяют в тележках грузовых вагонов. Так, в двухосных тележках типа ЦНИИ-Х3 фрикционный гаситель колебаний состоит из двух фрикционных клиньев 2 (см. рис. 21), размещённых между наклонными поверхностями концов надрессорной балки 1 и фрикционными планками 3, укреплёнными на колонках 4 боковой рамы тележки. Клинья опираются на двухрядные цилиндрические пружины 5

Рис. 3.8Фрикционный гаситель колебаний

Работа таких гасителей заключается в следующем. При вертикальных колебаниях надрессорной балки 1 совместно с обрессоренными массами вагона фрикционные клинья 2 перемещаются вниз и вверх относительно фрикционных планок 3. В результате между клиньями и планками возникают силы трения, создающие сопротивление колебательному движению. При этом величина силы трения прямо пропорциональна прогибу пружин и возрастает с его увеличением, так как клинья прижимаются с большей силой. Работа сил трения преобразуется в тепловую энергию, которая рассеивается в окружающую среду необратимо.

Такого типа гаситель называют фрикционным с переменной силой трения, зависящей от прогиба.

Установление параметров гасителей колебаний

Расчёт фрикционных гасителей колебаний практически сводится к определению необходимых углов наклона поверхностей трения и подбора трущихся пар с соответствующими коэффициентами трения.

При расчёте рассматривается равновесие надрессорной балки и клиньев под действием приложенных к ним сил.

На рис. 22 приведена расчётная схема клинового гасителя, на которой обозначены:

- угол наклона к вертикали трущихся поверхностей надрессорной балки и фрикционных клиньев;

- угол наклона к вертикали трущихся поверхностей фрикционных планок, укреплённых на боковых рамах тележки и клиньев;

- суммарная жёсткость основных пружин рессорного комплекта, на которые передаёт нагрузку надрессорная балка;

- жёсткость пружины, поддерживающей фрикционный клин.

Рис. 3.9 Схема клинового гасителя колебаний

При расчёте параметров фрикционного клинового гасителя колебаний вагона необходимо руководствоваться Нормами для расчёта и проектирования новых и модернизируемых вагонов железных дорог МПС колеи 1520 мм (несамоходных).

Исходные данные:

вес брутто вагона т;

длина кузова вагона м;

база вагона м;

база тележки м;

масса надрессорного строения т = 87200 кг;

вес надрессорного строения Н;

статический прогиб рессорного подвешивания под нагрузкой брутто = 0,05 м.

Определение параметров гасителя колебаний.

Половина длины кузова, м:

;

м.

Половина базы вагона, м:

;

м.

Жёсткость рессорного подвешивания одной тележки при деформации рессор в вертикальном направлении, Н/м:

;

Н/м.

Масса надрессорного строения, т:

,

где - масса тележки, = 4,9 т;

- масса надрессорной балки, = 0,5 т;

т = 85200 кг.

Момент инерции массы кузова относительно поперечной горизонтальной оси, проходящей через его центр масс, :

,

- момент инерции кузова,

.

Частота собственных колебаний кузова в вертикальной продольной плоскости, :

для подпрыгивания

;

;

для галопирования

;

.

Определяем фазы прохождения колёсными парами вагона косинусоидальных неровностей рельсового пути:

;

;

,

где - половина длины рельсового звена 25 м, = 12,5 м;

;

;

.

Частота колебаний, Гц:

для подпрыгивания

;

Гц;

для галопирования

;

Гц.

Допускаемая амплитуда колебаний кузова вагона, м:

для подпрыгивания

,

где - показатель плавности хода, = 4 (для грузовых вагонов);

м;

для галопирования

;

м.

Параметр гасителя колебаний для тележки из условия обеспечения устойчивого режима при колебаниях подпрыгивания кузова, :

,

где - амплитуда волны профиля пути, т. е. половина разности уровня рельса под колесом вагона в середине волны (рельсового звена) и в низ- шей точке (зоне стыка), = 0,005 м;

.

Параметр гасителя при колебаниях галопирования кузова, :

,

.

Принимаем большее значение параметра гасителей колебаний тележки

.

В проектируемом рессорном подвешивании устанавливаются гасители колебаний трения, развивающее сопротивление колебаниям пропорционально перемещению упруго подвешенной части вагона.

За основу дальнейших вычислений принимаем результаты, полученные при колебаниях галопирования кузова (параметр гасителей колебания тележки равняется параметру гасителей при колебаниях галопирования).

Параметр гасителей (коэффициент относительного трения) определим так:

;

.

Полученный параметр не должен быть меньше рекомендуемого значения:

,

где - количество колёсных пар в тележке, = 2;

;

k - коэффициент, k = 0,8 (для центрального рессорного подвешивания);

.

Таким образом, фрикционный гаситель колебаний должен иметь коэффициент относительного трения .

Анализ конструктивных особенностей тележки ЦНИИ-Х3-0

Современные грузовые вагоны магистрального и промышленного транспорта имеют двух-, трёх- и четырёхосные тележки, большегрузные транспортёры оснащены многоосными тележками, состоящими из набора перечисленных выше конструкций.

Как правило, это - модели с одноступенчатым рессорным подвешиванием. Исключение составляют лишь изотермические и некоторые специализированные вагоны, служащие для перевозки грузов, требующих транспортировки с повышенными скоростями.

Тележка модели 18-100 (ЦНИИ-Х3: ЦНИИ - прежнее название ВНИИЖТа, разработавшего конструкцию, Х - первая буква автора - Ханина, 3 - третий вариант), рассчитанная на конструкционную скорость движения 120 км/ч, состоит (см. рис. 23) из двух колёсных пар 6 с четырьмя буксовыми узлами 5, двух литых рам 1, надрессорной балки 2, двух комплектов центрального подвешивания с фрикционными гасителями колебаний 4 и тормозной рычажной передачи 7.

Рис.3.10. Двухосная тележка грузовых вагонов с литыми боковыми рамами: 1 -- боковая рама; 2 -- надрсссорная балка; 3 -- комбинированный рессорный комплект; 4 -- клин фрикционного гасителя колебаний; 5 -- буксовый узел с роликовымиподшипниками; 6 -- колесная пара; 7 -- тормозное оборудование; 8 -- скользун

Боковая рама (см. рис. 24) отлита из низколегированной стали 20ФЛ или 20ГЛФ. Она имеет объединённые пояса и колонки, образующие в средней части проём для размещения комплекта центрального рессорного подвешивания, а по концам - буксовые проёмы. Шишки 3, отлитые с внутренней стороны на наклонном поясе, служат для подбора боковых рам (боковин) при сборке тележки, так как в зависимости от допускаемых отклонений при отливке и обмере боковин некоторые из шишек срубают. Если все шишки срублены, то рама имеет градацию № 0 с размером между наружными челюстями 1 (см. рис. 24) 2181 мм, при одной оставленной шишке это расстояние равно 2183 мм, а рама имеет градацию № 1, при №№ 2, 3, 4 и 5 указанное выше расстояние соответственно увеличивается по 2 мм.

Надрессорная балка (см. рис. 25) - литая из стали марок 20ФЛ или 20ГФЛ, имеет полую конструкцию замкнутого поперечного сечения и формы, близкую к брусу равного сопротивления изгибу. Она отлита вместе с подпятником, служащим опорой кузова вагона и опорами для скользунов. На каждом из двух опор скользунов размещаются перевёрнутые коробки 8 с регулировоч- ными прокладками 9. Такая конструкция по сравнению с применяемой ранее (коробки отливались заодно с надрессорной балкой, а вкладыши скользуна укладывались в них, что в эксплуатации приводило к накоплению продуктов износа и недопустимое уменьшение зазоров между скользунами тележки и кузова вагона), обеспечивает самоудаление продуктов износа и постоянство отрегулированных зазоров между скользунами.

Рис.3.11. Боковая рама тележки модели 18-100: 1 -- челюсти; 2 -- кольцевая опора; 3 -- пять приливов в виде шишек; 4 -- кронштейн для крепления подвесок тормозных башмаков; 5 -- направляющие, ограничивающие поперечное перемещение фрикционных клиньев; 6 -- бурты и бонки для фиксирования пружин рессорного комплекта; 7 -- полка, служащая для удержания триангсля в случае обрыва подвесок;

Рис. 3.12 Надрессорная балка тележки модели 18-100: 1-- подпятник; 2 -- кронштейн мёртвой точки рычажной передачи тормоза; 3 -- опора для скользуна; 4 и 5 -- бурты, ограничивающие смещения наружных и внутренних пружин рессорного комплекта при движении тележки; б -- выемка, служащая для размещения фрикционных клиньев; 7 -- полка для крепления кронштейна мертвой точки; 8 -- колпак (коробка) скользуна; 9 -- прокладки для регулировки зазоров между скользунами вагона и тележки; 10 -- болт, предохраняющий колпак скользуна от падения; 11 -- поддон для опоры шкворня; 12 -- колонка, усиливающая опору на подпятник пятника вагона

4. Расчет автосцепного устройства

4.1 Расчет поглощающего аппарата

В автосцепном устройстве грузового 4-х осного вагона применяется поглощающий аппарат Ш-2-В.

Расчет полощающего аппарата сводится к расчету по энергоемкости, т. е. величины кинематической энергии удара, воспринимаемой при ударном сжатии.

Энергоемкость поглощающего аппарата грузового вагона:

, где

- вес вагона брутто

V - расчетная скорость вагонов при соударении

Такую энергоемкость может осуществить поглощающий аппарат Ш-2-В, который имеет увеличенную высоту пружин за счет отсутствия нажимной шайбы и более высокую стабильность действия.

4.2 Расчет автосцепки.

Корпус автосцепки изготовлен из низколегированной стали марки 20ГЛ, имеющей характеристики:

- временное сопротивление разрыву ;

- предел текучести ;

- относительное удлинение ;

Разрушение корпусов, отлитых из этой стали, происходит при усилии 4МН, если продольные силы совмещены.

Точный расчет головной части затруднен сложной конфигурацией, а также изменением величины, степени динамичности и точек приложения расчетных усилий в эксплуатации в связи с относительными перемещениями автосцепок, износами поверхности их контура, переменной величиной коэффициентов трения.

Меньше трудностей возникает при расчете хвостовика корпуса.

Смещение осей в вертикальном направлении допускается не более 50 мм, а в горизонтальном - не более 175 мм. Произведем расчет корпуса по сечению I-I. Наибольшее напряжение в этом сечении от профильных сил при максимальном вертикальном смещении не должно превосходить предела текучести выбранного материала.

Напряжения в сечении I-I:

, где

N - продольное усилие , N=2,5 МН

Г - площадь поперечного сечения I-I

W - момент сопротивления

M - изгибающий момент

, где

E - ексцентриситет, E = 50 mm.

Найдем напряжения в сечении I-I.

Рассчитанный хвостовик автосцепки удовлетворяет условию прочности.

4.3 Расчет деталей упряжи

Тяговый хомут автосцепки СА-3 рассчитан на установку в нем поглощающих аппаратов с габаритными размерами 563-318-230.

Тяговый хомут отлит из стали 20 ГФЛ со временным сопротивлением 540 МПа, пределом текучести 390 МПа, относительным удлинением 18%. Сталь нормализуют.



Напряжения в тяговом хомуте в наиболее опасном сечении I-I с приложением продольной силы N=2,5МН не должны превышать .

Рассчитаем напряжения в сечении I-I.

, где

N - продольная сила, N=2,5 МН

Г - площадь поперечного сечения

Тяговый хомут удовлетворяет данному условию прочности.

5. Разработка модернизации

При модернизации цистерны нужно учитывать:

снижение затрат на модернизацию,

улучшение технико-экономических параметров,

В данном курсовом проекте предлагается модернизировать стяжные хомуты 4-осной цистерны, предназначенной для нефтепродуктов модели 15-869. В ходе эксплуатации цистерн из-за атмосферных воздействий происходит коррозия резьбовых частей хомутов что не позволяет регулировать их натяг, а придание больших усилий при вращении стяжной муфты приводит к деформации хомутов, что влечет снижение натяга хомута к раме вагона. Модернизация подразумевает замену двухполосных хомутов однополосными, резьбу стяжного винта предлагается защитить от атмосферных воздействий сильфонным уплотнением, выполненным из армированной резины (что позволит уплотнению выдерживать низкие температуры) сверху и стальным колпачком, заполненным солидолом, снизу, что предотвратит коррозию металла и увеличит срок его службы. Также наличие солидола упростит демонтаж стяжных хомутов. Стальной колпачок крепится к резьбовой части при помощи шплинта. Также на резьбовую часть предлагается надеть резиновую шайбу, которая по мере раскручивания гайки будет создавать дополнительный натяг хомута.

Такая модернизация позволяет улучшить соединение котла цистерны с рамой, приводит к увеличению натяга хомутов, создает более удобные условия для эксплуатации данной цистерны, повышает ее ремонтопригодность и приводит к повышению безопасности движения.

Список литературы

Грузовые вагоны колеи 1520 мм железных дорог СССР (альбом-справочник). Москва. Транспорт 1989 г.

“Вагоны” под редакцией Шадура Л.А.

Цистерны (устройство, эксплуатация, ремонт): Справочное пособие. Москва. Транспорт 1990 г.

Размещено на Allbest.ru