Проектирование локомотива

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Исходные данные

Введение

1. Расчет ходовой части электровоза

2. Разработка эскизного проекта механической части локомотива

3. Проектирование и расчет системы буксового и рессорного подвешивания локомотивов

4. Расчет нагрузок, действующих на раму тележки в эксплуатации

5. Расчет амплитудно-частотной характеристики передачи

6. Определение динамических нагрузок в зубчатом зацеплении и на подвеске

Заключение

Список литературы

Исходные данные

В качестве исходных данных для выполнения курсового проекта принимаем следующие параметры тягового подвижного состава:

1) Тип ЭПС и род службы - электровоз ВЛ 80^с, грузовой;

2) Напряжение контактной сети - переменное 25 кВ;

3) Регулирование напряжения на ТЭД - ступенчатое;

4) Статическая нагрузка на ось электровоза 217, кН - 225;

5) Конструкционная скорость V, км/ч - 110;

6) Число осей электровоза n_кп - 8;

7) Число секций n_с - 2;

8) Осевая формула - 2(2₀ - 2₀);

9) Тип тягового двигателя - НБ418К6;

10) Класс тяговой передачи - I;

Параметры	L, м I, м mк, кг I, кгм2 Ц, м	1,18 1,5 3000 2000 0,617	1,20 2 3200 2100 0,601	1,22 2,5 3400 2200 0,594	1,20 3 3400 2300 0,604	1,22 1 3600 2400 0,594
2Пст, кН	Zн, мм	Mя, кг	Lя, кгм2	в,	Последние цифры шифра
245 235 225 215 245 235 225 215 245 235 225 215 245 235 225 215 245 235 225 215	1,5 2 3 1,5 2 3 1,5 2 3 1,5 2 3 1,5 2 3 1,5 2 3 1,5 2	1450 1500 1550 1500 1550 1450 1550 1450 1500 1450 1500 1550 1500 1550 1450 1550 1450 1500 1450 1500	60 70 80 90 70 80 90 60 80 90 60 70 90 60 70 80 90 60 80 90	70 60 50 40 60 50 40 70 80 40 70 80 50 70 60 50 70 60 50 60	01 02 03 04 05 06 07 08 09 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20	21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40	41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60	61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80	81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 00

Введение

Основной целью данного курсового проекта является определение основных технико-экономических характеристик электровоза с целью уточнения полученных результатов требованиям надежности, в том числе с точки сохранения несущей способности и усталостной прочности конструкции ходовой части электровозов. Также рассматривается конструкция и режимы работы наиболее важного и ответственного узла электровоза - тележки. Конструкция тележки обеспечивает возможность монтажа и демонтажа тягового двигателя вместе с колесной парой, снятия кожуха зубчатой передачи без подъема кузова и смены тормозных колодок без смотровой канавы.

Также в курсовой проект входит определение основных размеров тележки, расчет ходовой части электровоза, проектирование и расчет системы буксового и рессорного подвешивания локомотивов, расчет нагрузок, действующих на раму тележки в эксплуатации, расчет амплитудно-частотной характеристики передачи, определение динамических нагрузок в зубчатом зацеплении и на подвеске.

1. Расчет ходовой части электровоза

Нагрузка от колесной пары на рельсы и сцепная масса локомотива связаны известным соотношением:

, кН (1.1)

где 2П - нагрузка от колесной пары на рельсы, кН;

М_сц - сцепная масса локомотива, т;

n_кп - количество колесных пар локомотива.

Следовательно, величина М_сц может быть рассчитана по формуле:

,т. (1.2)

Расчет диаметра колеса колесной пары по кругу катания

Диаметр колеса по кругу катания вычисляется по формуле:

, (1.3)

где - допускаемая по условиям контактной прочности нагрузка на 1мм диаметра колеса, в курсовом проекте принимаем 0,20 кН/мм.

, мм.

электровоз локомотив тележка механический

Расчетное значение D_к округляется в большую сторону до ближайшего стандартного значения, принимаем 1250 мм.

Расчет передаточного числа тяговой зубчатой передачи

Таблица 1.1. Технические данные тяговых двигателей электровозов

Тип тягов. двигат.	Мощность двигателя, кВт	Частота вращения якоря, об/мин.	Вес двигателя, кг.	Централь, мм	Поперечная длина остова мм.	Расст. между точками подв. мм.	Тип передачи
	Р час	Р ном	n час	n ном	n мах
НБ-418К6	790	740	890	915	1960	4350	604	1080	1160	двухстор.

Передаточное число одноступенчатой зубчатой передачи, которая применяется на магистральных и маневровых локомотивов, связано с числом зубьев зубчатого колеса Z₁ и малой шестерни Z₂, определяющегося соотношением:

. (1.4)

В свою очередь числа зубьев Z₁ и Z₂ могут быть определены по формулам:

(1.5)

(1.6)

где D_a1 и D_a2 - соответственно диаметры делительных окружностей зубчатого колеса и шестерни мм;

m - модуль зубчатого зацепления, мм.

Диаметры делительных окружностей D_a1 и D_a2 определяются по формулам:

 (1.7)

(1.8)

где Ц - централь, мм, определяемая по техническим характеристикам тягового двигателя (из таблицы 1.1).

мм; мм.

Диаметр делительной окружности зубчатого колеса тяговой передачи D_а1 из условий соблюдения габарита подвижного состава должен удовлетворять следующему условию:

(1.9)

где b>120 мм- клиренс зубчатой передачи, то есть расстояние от уровня головки рельса до низа кожуха зубчатой передачи; = 20-25 мм - расстояние от низа кожуха зубчатой передачи, до делительной окружности зубчатого колеса.

мм

Условие (1.9) выполняется.

Модуль зубчатого зацепления может быть определен в зависимости от типа передачи в функции вращающего момента на валу тягового двигателя.

Вращающий момент на валу тягового двигателя в номинальном режиме (для электровозных тяговых двигателей за номинальный режим принимается продолжительный режим работы) определяется по формуле:

(1.10)

где P_nom - мощность тягового двигателя в продолжительном режиме, кВт;

N_nom - частота вращения якоря тягового двигателя в продолжительном режиме, об/мин; М_ном - вращающий момент, кН*м.

Модуль зубчатого зацепления m выбирается в пределах M_minмах, где M_min и m_мах - минимальное и максимальное значение модуля зацепления соответственно.

Принимаем двустороннюю косозубую передачу. Минимальное и максимальное граничные значения модуля зацепления определяется по формулам:

(1.11)

где К=2 для двухсторонних передач.

Находим граничные значения модуля зубчатого зацепления:

Принимаем m=11 мм.

Определяем число зубьев зубчатого колеса Z₁ и малой шестерни Z₂:

Используя формулу (1,6) определяем уточненное значение передаточного числа

.

Расчет мощности, скорости и силы тяги электровоза в часовом и номинальном режимах

Эффективная мощность электровоза в часовом и номинальном режимах определяется по формулам:

(1.12)

где n_д - число тяговых двигателей электровоза;

Р_час - мощность тягового двигателя в часовом режиме, кВт;

Р_ном - мощность тягового двигателя в продолжительном режиме, кВт.

Скорости движения электровоза в часовом и номинальном режимах определяются с использованием уточненного значения:

(1.13)

(1.14)

где n_час и n_ном - частоты вращения якоря тягового двигателя в часовом и номинальном режимах соответственно, об/мин.

Сила тяги электровоза в часовом и номинальном режимах, создаваемая на ободах колес колесных пар (касательная сила тяги), является следствием передачи вращающего момента двигателей через тяговую передачу к осям движущих колесных пар.

(1.15)

где F_кчас, F_кном - сила тяги электровоза, кН;

М_час - вращающий момент на валу двигателя в часовом режиме, кН*м;

- коэффициент полезного действия зубчатой передачи. Вращающий момент на валу двигателя в часовом режиме определяется выражением:

(1.16)

К.п.д. зубчатой тяговой передачи на стадии проектирования электровоза может быть определен в функции подводимой мощности.

Подводимая мощность представляет собой отношение:

(1.17)

где Р_д - мощность тягового двигателя, кВт.

Для расчета в курсовом проекте используем следующий полином:

 (1.18)

Находим силу тяги электровоза в часовом режиме:

;

Аналогично рассчитываем силу тяги электровоза в продолжительном режиме.

Проверка сцепной массы локомотива

Сцепная масса грузового локомотива является суммарной нагрузкой на движущие колесные пары и характеризует его способность развивать необходимую силу тяги без боксования. Значение М_сц по формуле (1.2) должно обеспечивать движение по расчетному подьему с установившейся скоростью без боксования, для чего необходимо выполнение условия

(1.19)

где - коэффициент сцепления колеса с рельсом;

- коэффициент использования сцепного веса.

Коэффициент сцепления колеса с рельсом рекомендуется определять по формуле:

 (1.20)

Коэффициент использования сцепного веса принимаем равным 0,89.

Проверим выполнение условия (1.19)

Т.к. 175‹191,8 т, то сцепная масса обеспечивает движение электровоза по расчетному подъему с расчетной скоростью без боксования.

Расчет длины локомотива по осям автосцепок

Длина локомотива по осям автосцепок L устанавливается в процессе компоновки оборудования. На начальной стадии проектирования эта длина может быть принята равной длине серийного электровоза, аналогичного проектируемому. Принятая длина локомотива по осям автосцепки должна быть больше минимальной длины локомотива, которая ограничена прочностью путевых сооружений и определяется из условия:

(1.21)

где = 88,5 кН/м - допускаемая нагрузка на единицу длины пути для проектируемых локомотивов.

Длина электровоза ВЛ 80^С, аналогичного проектируемому, равна 32,84 м, т.е. условие (1.21) выполняется.

Расчет жесткой базы локомотива

Жесткая база локомотива L_б есть расстояние между шкворнями или геометрическими центрами крайних тележек одной секции. Ориентировочно размер жесткой базы может быть определен из соотношения:

(1.22)

где коэффициент е принимаем равным 0,58, n_с- число секций.

Результаты расчетов в первом разделе курсового проекта сведены в таблице 1.2.

Таблица 1.2. Основные технические данные электровозов

Показатели	Серия электровоза
	Вл80С.	проектируемый
Род службы	Грузовой	Грузовой
Осевая формула	2(2-2)	2(2-2)
Сцепная масса, т	192	191,8
Нагрузка от колесной пары на рельс кН	225	225
Длина по осям автосцепок мм	32840	32840
Мощность часового режима, кВт	6520	6320
Мощность продолжительного режима, кВт	6160	5920
Сила тяги в часовом режиме, кН	442	423
Сила тяги в продолжительном режиме, кН	400	386
Скорость в часовом режиме, км/ч	51,6	52,6
Скорость в продолжительном режиме, км/ч	53,6	54,0
Скорость конструкционная, км/ч	110	110
Подвешивание тяговых двигателей	опорно-осевое	опорно-осевое
Зубчатая передача	двухсторонняя косозубая	двухсторонняя косозубая
Передаточное число зубчатой передачи	4,19	4,00
Число зубьев малой шестерни	21	22
Число зубьев зубчатого колеса	88	88

2. Разработка эскизного проекта механической части локомотива

Определение основных размеров тележки

При разработке эскизного проекта локомотивной тележки ориентировочно определяются следующие основные размеры:

- жесткая база тележки (расстояние между осями крайних колесных пар тележки)

- длина тележки

- высота и ширина тележки

- размеры балок, образующих раму тележки.

Для определения основных размеров тележки используем расчетную схему, показанную на рис. 2.1.

Рис. 2.1. расчетная схема для определения основных размеров тележки

В соответствии с расчетной схемой жесткая база тележки при опорно-осевом подвешивании тяговых двигателей определяется по формуле:

(2.1)

где расстояние между точками подвески двигателя, =1,16 м (согласно табл. 1.1.);

-ширина средней поперечной балки рамы тележки в районе шкворневого соединения, согласно рекомендациям, приведенным в методических указаниях, принимаем

=0,39 м;

- зазор между опорными кронштейнами и поперечной балкой рамы принимаем

= 0,145 м.

Расстояние между гребнем бандажа и поперечной концевой балкой рамы тележки зависит от способа крепления подвески тормозной колодки к раме тележки, в курсовом проекте принимаем равным 0,065 м.

Определим диаметр колеса колесной пары по окружности гребня:

D=+ 0,06 (2.2)

D=1,25+0,06=1,31 м.

Ширину концевых поперечных балок рамы тележки принимаем равной 0,180 м. Тогда расстояние от геометрической оси колесной пары до торца концевой поперечной балки составит:

(2.3)

а длина рамы или тележки:

(2.4)



Высоту тележки, измеренную от уровня головки рельса до верхней горизонтальной плоскости рамы, принимаем равной h = 1,16 м. Ширину рамы тележки по осевым линиям боковин принимаем b= 2,2 м.

На следующем этапе проектирования для каждой балки рамы тележки определяем следующие размеры сечений:

- высоту сечения Н;

- ширину сечения В;

- толщину горизонтальных листов ;

- толщину вертикальных листов ;

- толщину усиливающей накладки ;

Боковины рам двухосных тележек имеют различную высоту сечений концевых частей и средней части, что обусловлено требованиями прочности, кроме того, по тем же причинам, в средней части боковины к верхнему горизонтальному листу приваривается усиливающая накладка (рис. 2.2).

Рис. 2.2. Боковина рамы двухосной тележки

Форма сечений концевых поперечных балок и концевых частей боковины показана на рис. 2.3, а средней части боковины - на рис. 2.4.

Ширина сечений крайних поперечных балок и средней балки рамы тележки соответственно равна ранее выбранным значениям и . Ширина сечений боковины в средней ее части и по концам одинакова и равна 0,28 м.

Высота сечений крайних поперечных балок рамы и концевых частей боковины одинакова и выбрана равной 0,21 м. Высоты сечения боковины в средней ее части и сечения средней поперечной балки приняты равными 0,41 м.

Толщина вертикальных и горизонтальных листов, из которых изготавливаются балки рам двухосных тележек, выбрана 0,012 и 0,014 м соответственно. Различная толщина вертикальных и горизонтальных листов объясняется различным напряжением в сечениях рам в вертикальных и горизонтальных плоскостях и способствует использованию металла при изготовлении рам тележек.

Рассчитываем размеры h, b, h₀, b₀ и представляем результаты в форме таблицы 2.1.

Рис. 2.3. Сечение поперечных балок

Рис. 2.4. Сечение средней части концевых частей боковины рамы боковины рамы

Таблица 2.1 - Размеры и расчетные данные сечений балок рамы тележки.

Элемент рамы	В,* 10-3 м	H, * 10-3м	h, * 10-3м	b, * 10-3м	h0, * 10-3м	b0, * 10-3м	, * 10-3м	, * 10-3м	, * 10-3м
Концевая поперечная балка	180	198	170	116	184	128	14	12	-
Концевая часть боковины	280	198	170	216	184	228	14	12	-
Средняя часть боковины	280	410	368	216	389	228	14	12	14
Средняя поперечная балка	390	410	382	326	396	338	14	12	-

После определения основных размеров тележки составляем компоновочную схему экипажной части локомотива (рис. 2.5). Длину рамы кузова lопределяем по формуле:

(2.5)

где n- число секций локомотива.

Расстояние от торцов рамы кузова до торцов рам крайних тележек локомотива принимаем 1,45 м. Расстояние между смежными тележками локомотива для локомотивов (секций) с двумя двухосными тележками определяется по формуле:

(2.6)



Расстояние , рассчитанное по (2.6), по условиям компоновки ходовых частей не должно быть меньше 2 м. Как видим из результата, это условие выполняется.

Рис. 2.5. Компоновочные схемы экипажной части локомотивов

После определения всех размеров, указанных на рис. 2.5, необходимо уточнить жесткую базу локомотива. Для локомотива (секции) с двумя двухосными тележками жесткая база определяется по формуле:

(2.8)

Габаритные размеры узлов механической части, рассчитанные в п. 2.1 курсового проекта, представлены в таблице 2.2.

Таблица 2.2 - Габаритные размеры основных узлов механической части локомотива, м.

ПОКАЗАТЕЛИ	СЕРИЯ ЭЛЕКТРОВОЗА
	Проектируемый электровоз	ВЛ80
Длина тележки	4.800	4.825
Высота тележки	1.160	1.160
Ширина тележки	2.200	2.200
Жесткая база тележки	3.00	3.00
Длина рамы кузова	15.20	15.20
Жесткая база кузова	7.500	7.500

Расчет геометрических характеристик сечений рамы тележки

Статические нагрузки, возникающие в эксплуатации, действуют на раму тележки в вертикальной и горизонтальной плоскостях и вызывают деформации изгиба рамы в этих плоскостях. Кроме деформаций изгиба, при некоторых видах нагрузок рама испытывает деформацию кручения. Таким образом, при прочностных расчетах рама тележки может быть представлена пространственной расчетной схемой, в связи с чем для нахождения изгибающих и крутящих моментов и напряжений в расчетных сечениях рамы, вызванных этими моментами, необходимо предварительно определить следующие геометрические характеристики сечений:

- моменты инерции при изгибе в вертикальной и горизонтальной плоскостях и кручении;

- моменты сопротивления при изгибе в вертикальной и горизонтальной плоскостях и кручении;

Моменты инерции сечений рамы тележки при изгибе относительно осей X и Z в общем случае могут быть определены по формулам:

; , (2.10)

где n - количество элементов, образующих сечение;

Z₁и Х₁- координаты центра тяжести элемента сечения относительно нейтральных осей всего сечения, м;

F₁ - площадь элемента, м;

, и- моменты инерции элементов относительно собственных нейтральных осей, м⁴.

Так как сечения, показанные на рис. 2.3 и рис. 2.4, симметричны относительно оси Z, то вертикальные нейтральные оси горизонтальных листов и усиливающей накладки, проходящие через их центры тяжести, и вертикальная нейтральная ось всего сечения, проходящая через его центр тяжести, совпадают, то есть для горизонтальных листов и усиливающей накладки абсциссы Х₁=0. Для сечения рис. 2.3 нейтральная ось всего сечениях, проходящая через его центр тяжести, и нейтральные оси вертикальных листов, проходящие через их центры тяжести, так же совпадают вследствие симметрии сечения относительно оси Х. Следовательно, для вертикальных листов ординаты Z₁=0.

Так как элементы, образующие сечение, представляют собой сплошные прямоугольники, то определение их площадей F₁ не представляет особой сложности, а ординаты Z₁ для образующих сечение элементов можно рассчитать по формуле:

Z₁= Z'₁- Z_с; (2.11),

где Z'₁ - ордината центра тяжести элемента, образующего сечение

Z_с - ордината центра тяжести всего сечения.

Ордината центра тяжести всего сечения определяется выражением

, (2.12)

Моменты инерции при изгибе для составляющих сечение элементов I, и I, определяются по следующим формулам:

- для горизонтальных листов:

; ; (2.13)

- для вертикальных листов

; ; (2.14)

- для усиливающей накладки

; ; (2.15)

Моменты сопротивления сечения при изгибе определяются выражениями:

- для сечения поперечных балок и концевых частей боковины

; (2.16)

- для сечения средней части боковины

; ; (2.17)

Момент инерции и момент сопротивления сечения при кручении для некруглых профилей рекомендуется рассчитывать по формулам:

и , (2.18)

Пример расчета

Порядок расчетов приведем на примере вычислений вспомогательных параметров концевых поперечных балок рамы тележки:

Найдем площадь сечения горизонтальных листов

м².

Площадь сечения вертикальных листов:

Определим ординаты и абсциссы собственных центров тяжести горизонтальных листов:

м; .

То же для вертикальных листов:

; м.

Найдем моменты инерции при изгибе для составляющих сечение элементом:

- для горизонтальных листов:

м⁴;

м⁴;

- для вертикальных листов:

м⁴;

м⁴;

Аналогично производим расчет вспомогательных параметров для средней поперечной балки и концевых частей боковины. Результаты расчетов сводим в таблицы 2.3-2.5.

При расчете вспомогательных параметров средней части боковины принимаем ширину усиливающей накладки меньше горизонтального листа на 0,04 м, что учитывает наличие сварных швов при креплении накладки к верхнему листу. Найдем площадь сечения усиливающей накладки:

м²;

Определим ординаты собственных центров тяжести горизонтальных листов средней части боковины и усиливающей накладки:

м;

м.

Ординату центра тяжести всего сечения определим по формуле (2.10):

м.

Используя формулу (2.9), определяем , и заполняем остальные колонки таблицы 2.6.

Таблица 2.3 - Вспомогательные параметры для концевых поперечных балок рамы тележки

Элемент сечения	м2	м	м	м4	м4	м4	м4
Верхний горизонтальный лист	25,2	92	0	21,3	0	0,0412	6,80
Нижний горизонтальный лист	25,2	-92	0	21,3	0	0,0412	6,80
Левый вертикальный лист	21,6	0	64	0,0	8,4	4,91	0,0245
Правый вертикальный лист	21,6	0	-64	0,0	8,4	4,91	0,0245
Сумма	93,6	0	0	42,7	16,7	9,9	13,7

Таблица 2.4 - Вспомогательные параметры для средней поперечной балки рамы тележки

Элемент сечения	м2	м	м	м4	м4	м4	м4
Верхний горизонтальный лист	54,6	198	0	214,1	0	0,0892	69,2
Нижний горизонтальный лист	54,6	-198	0	214,1	0	0,0892	69,2
Левый вертикальный лист	45,8	0	169	0,0	130,9	55,74	0,0550
Правый вертикальный лист	45,8	0	-169	0,0	130,9	55,74	0,0550
Сумма	200,9	0	0	428,1	261,8	111,7	138,5

Таблица 2.5 - Вспомогательные параметры для концевых частей боковин рамы тележки

Элемент сечения	м2	м	м	м4	м4	м4	м4
Верхний горизонтальный лист	39,2	92	0	33,2	0	0,0640	25,6
Нижний горизонтальный лист	39,2	-92	0	33,2	0	0,0640	25,6
Левый вертикальный лист	21,6	0	114	0	26,5	4,91	0,0245
Правый вертикальный лист	21,6	0	-114	0	26,5	4,91	0,0245
Сумма	121,6	0	0	66,4	53,0	10,0	51,3

Таблица 2.6 - Вспомогательные параметры для средней части боковин рамы тележки

Элемент сечения	м2	м	м	м	м4	м4	м4	м4
Верхний горизонтальный лист	39,2	195	160	0	100,5	0	0,0590	68,9
Нижний горизонтальный лист	39,2	-195	-229	0	205,4	0	0,0590	68,9
Левый вертикальный лист	44,2	0	-34,4	114	5,2	57	11,76	0,0494
Правый вертикальный лист	44,2	0	-34,4	-114	5,2	57	11,76	0,0494
Усиливающая накладка	33,6	205	171	0	97,8	0	0,0640	25,6
Сумма	200,3	205	33,1	0	414,1	114,8	23,7	163,5

Момент инерции сечения концевой поперечной балки при изгибе относительно осей X и Z найдем по формуле (2.8), используя данные таблицы 2.3:

м⁴;

м⁴.

Определим момент инерции сечения концевой поперечной балки при кручении:

Находим момент сопротивления сечения концевой поперечной балки при изгибе:

м³;

м³.

Момент сопротивления сечения концевой поперечной балки при кручении найдем по формуле (2.16):

м³.

Аналогично рассчитываем моменты сопротивления при изгибе и кручении для остальных балок рамы тележки. Результаты расчетов сводим в таблицу 2.7.

Таблица 2.7 - Вспомогательные параметры для концевых частей боковин рамы тележки

Элемент рамы
Концевая поперечная балка	52,6	30,4	20,3	0,531	0,337	0,66
Концевая часть боковины	76,3	104,3	51,0	0,771	0,745	1,17
Средняя часть боковины	437,8	278,3	150,9	1,829	1,988	2,48
Средняя поперечная балка	539,8	400,4	298,6	2,633	2,053	3,75

Масса механической части локомотива есть сумма масс кузова и тележек, количество которых определяется осевой формулой. В свою очередь, масса тележки включает в себя массу рамы, тяговых двигателей, тяговой передачи, буксового рессорного подвешивания, тормозного оборудования, буксовых узлов, колесных пар и вспомогательных элементов, к которым относятся, например, кронштейны крепления букс к раме, детали подвески тяговых двигателей и приводов и т.п.

Масса рамы тележки представляет собой сумму масс отдельных балок, образующих раму, то есть

(2.19)

где - масса концевой поперечной балки. Т;

- масса средней поперечной балки; -масса боковины, т.

Массы отдельных балок определяются через их объем и объемную массу стали, которая равна = 7,8 т/м. Масса концевых поперечных балок может быть рассчитана по формуле:

(2.20)

где V- объем металла поперечной балки, м;

l- длина поперечной балки, м;

F- площадь сечения поперечной балки, м;

B- ширина боковины, м.

т.

т

Так как боковина рамы тележки имеет различную высоту сечения по концам и в средней части (см. рис. 2.2), и к верхнему горизонтальному листу приварена усиливающая накладка, то ее масса определяется выражением:

М= 2· М+2·М+2·М_счб+М_н (2.21)

где М- масса концевой части боковины, т;

М-масса переходной части боковины, т;

М- масса средней части боковины, т;

М-масса усиливающей накладки, т.

Длину переходной части боковины определяем по формуле:

, (2.20)

Где - длина концевой части боковины, м в курсовом проекте принимаем ;

- длина средней части боковины, м, принимаем .

Длину усиливающей накладки принимаем равной .

м.

Массы отдельных участков боковины определяются по следующим формулам:

- для концевой части боковины:

; (2.22)

т

- для средней части боковины

; (2.23)

т;

- для усиливающей накладки:

; (2.24)

т;

- для переходной части боковины:

(2.25)

где V_кчб - объем металла концевой части боковины, м;

F_кчб - площадь сечения концевой части боковины, м;

V_счб - объем металла средней части боковины, м;

F_счб - площадь сечения средней части боковины, м;

V_н - объем металла усиливающей накладки, м;

l_н - длина усиливающей накладки, м;

F_н - площадь сечения усиливающей накладки, м;

V_пчб - объем металла переходной части боковины, м;

V_вгл, V_вл, V_нгл - объемы металла верхнего горизонтального листа, вертикального листа и нижнего горизонтального листа переходной части боковины соответственно, м;

l_нчб - длина переходной части боковины, м;

В- ширина боковины, м; h_счб, h_кчб - расчетная высота вертикальных листов средней и концевой частей боковины соответственно, м;

Н_счб, Н_кчб - высота средней частей боковины соответственно, м.

т

Масса боковины равна

Массу тягового двигателя принимаем по данным табл. 1.1 равной его весу.

При опорно-осевом подвешивании тяговых двигателей, которое используется в основном на грузовых и маневровых локомотивах, тяговая передача состоит из зубчатого колеса, зубчатой шестерни и кожуха. Масса кожуха тяговой передачи принимаем равной 0,1 т. Для зубчатой шестерни массу принимаем равной 0,012 т. На отечественных грузовых электровозах используется двухсторонняя тяговая передача и унифицированные колесные пары, составным элементом которых являются два зубчатых колеса. Масса унифицированной колесной пары с учетом массы двух зубчатых колес, которая равна 2,623 т.

На магистральных грузовых и маневровых локомотивах в системах буксового рессорного подвешивания широкое распространение нашли листовые рессоры, выполняющие функцию гасителя колебаний «сухого» трения, а также цилиндрические однорядные или двухрядные пружины, улучшающие динамические показатели качества локомотива и его комфортабельность. На стадии проектирования массу одной листовой рессоры М_лр принимаем равной 0,15 т, а массу пружины М_пр - равной 0,03 т.

Масса тормозного оборудования для грузовых и маневровых локомотивов, при выполнении тормозной рычажной системы по схеме, принятой на электровозе ВЛ80с, можно принять равной 0,97 т. в расчете на одну тележку.

Масса одной поводковой буксы, используемой на современных грузовых электровозах, равна 0,311 т. Масса системы подвешивания одного тягового двигателя, принятая на электровозах ВЛ80, принята равной 0,04 т.

Масса кронштейнов крепления поводковых букс к раме тележки в расчете на одну тележку составляет приблизительно 35% от массы боковин рамы. Для противоотносного устройства, применяемого в конструкции экипажной части электровозов ВЛ80^с, рекомендуется масса, равная 0,148 т в расчете на одну тележку.

Масса пневматического монтажа и прочих мелких деталей принимаем равной 0,08 т в расчете на одну тележку.

По результатам расчетов, выполненных в настоящем разделе, составляем упрощенную весовую ведомость локомотива (таблица 2.8).

Таблица 2.8 - Упрощенная весовая ведомость локомотива

Наименование оборудования	Масса единицы оборудования, т	Количество единиц оборудования	Масса оборудования, т
Передняя поперечная балка рамы	0,117	2	0,233
Средняя поперечная балка рамы	0,301	2	0,602
Задняя поперечная балка рамы	0,117	2	0,233
Боковина рамы	0,597	4	2,382
Кронштейн крепления поводковых букс	0,417	2	0,834
Рама тележки в сборе	1,547	2	3,093
Унифицированная колёсная пара с двумя зубчатыми колёсами	2,623	4	10,492
Тяговый двигатель	4,350	4	17,400
Поводковая букса	0,311	8	2,488
Зубчатая шестерня	0,012	8	0,096
Кронштейн подвески тягового двигателя	0,040	4	0,160
Кожух зубчатой передачи	0,100	8	0,800
Колёсно - моторный блок в сборе	7,436	4	29,744
Листовая рессора	0,150	8	1,200
Цилиндрическая однорядная пружина	0,030	16	0,480
Первая ступень рессорного подвешивания	0,420	4	1,680
Тормозное оборудование	0,970	2	1,940
Противоотносное устройство	0,148	2	0,296
Пневматический монтаж и прочие детали	0,080	2	0,160
Тележка в сборе	18,457	2	36,913
Кузов с оборудованием	40,630	1	40,630
Секция электровоза	96,0	1	96,0
Электровоз в целом	96,0	2	192,0

3. Проектирование и расчет системы буксового рессорного подвешивания локомотивов

Известно, что тяговые свойства, прочность узлов и плавность хода локомотива во многом зависят от конструкции его рессорного подвешивания. Правильно спроектированное рессорное подвешивание должно обеспечивать наименьшее динамическое воздействие на путь, наилучшую амортизацию ударов, передаваемых локомотиву при движении колес по неровностям пути, выравнивание нагрузок колесных пар и отдельных колес и возможно более высокий коэффициент использования сцепного веса при движении в обоих направлениях, удобство осмотра и ремонта изношенных деталей в эксплуатационных условиях, нормальные условиях работы локомотивной бригады.

От конструкции и параметров системы рессорного подвешивания в большей мере зависит напряженное состояние узлов механической части, определяемое соотношением силовых факторов, действующих на подрессоренные части локомотивов. К этим факторам относятся прежде всегда вертикальные статические и динамические усилия, направляющие горизонтальные усилия в кривых, а так же поперечные усилия, возникающие придвижение в прямых участках пути. Кроме того, соотношением указанных факторов определяются условия устойчивости локомотива против схода с рельсов, то есть степень безопасности и плавность хода.

В соответствии с техническими требованиями к проектируемым локомотивам по условиям прочности, динамики и воздействию на путь, современные магистральные локомотивы, и электровозы в частности, должны иметь двухступенчатое или двухъярусное подвешивание; первая ступень обеспечивает опирание рамы тележки на буксы колесных пар (буксовое подвешивание), а вторая ступень, образованная боковыми или центральными супругами опорами, обеспечивает связь рамы кузова с рамами тележек (центральное подвешивание). Преимущество такого подвешивания заключается в упругой опоре кузова на тележки, что позволяет разделить их массы. Кроме того, появляется возможность конструктивно просто получить мягкое рессорное подвешивание с большим суммарным статическим прогибом. Оба эти фактора значительно уменьшают воздействие локомотива на путь.

Система буксового рессорного подвешивания проектируемого локомотива состоит из листовых рессор, цилиндрических однорядных пружин, резиновых деталей, гасителей колебаний фрикционного или гидравлического типа.

Листовые рессоры представляют собой упругие элементы и одновременно обладают способностью гасить вертикальные колебания за счет сил трения, возникающих между листами при прогибах рессор. Листовые рессоры в соответствии с ГОСТом 1425-91 изготовляются, из листов рессорно-пружинной кремнистой стали марок 55С₂ и 60С₂.

Листы рессоры, имеющие одинаковую длину (для электровозов, как правило, верхние), называются коренными, причем последний коренной лист в некоторой литературе называют подкоренным. Остальные листы рессоры имеют различную длину и носят название наборных. Количество коренных листов m по , включая и подкоренной, может быть от 2 до 4, количество наборных листов n - от 4 до 13. Для предотвращения поперечного сдвига листы обычно выполняются из желобчатой стали. В горячем состоянии листы изгибают так, что более короткие листы имеют большую кривизну и тем самым обеспечивается их плотное прилегание. В результате последующей термообработки методом закалки при температуре 870 ⁰С в масле и отпуске при вторичном нагреве до 470 ⁰С.

Для повышения выносливости металла листы рессора после термообработки подвергают дробеструйному наклепу, а для повышения чувствительности рессоры к изменению нагрузки и уменьшения износа листов их поверхности перед сборкой покрывают смесью машинного масла (25%), солидола (25%) и графита (50%). В средней части на пакет листов в горячем состоянии надевают хомут, изготовленный из углеродистой стали 10 или Ст. 3, и обжимают его одновременно со всех сторон на прессе.

Ширина b и h листов выбирается из размерного ряда по ГОСТу 7419-90, за длину рессоры L принимают расстояние между центрами отверстий коренного листа. Так как оно изменяется в зависимости от нагрузки, то различают длину рессоры в свободном состоянии (без нагрузки) и расчетную длину (при расчетной нагрузке). Внешний вид листовой рессоры, применяемой на электровозах серии ВЛ80Т, С, а также некоторые ее геометрические размеры приведены на рис. 3.1



Рис. 3.1 Листовая рессора электровоза ВЛ 80^Т,С

При упрощенном расчете листовых рессор обычно пользуются формулами идеализированной рессоры, не учитывая при этом ряд факторов, имеющих место в реальных условиях: трение между листами, заделку листов под нагрузкой и др. Рессора при таком расчете рассматривается как балка расчетной длины, нагруженная по концам и опирающаяся посередине (рис. 3.2). Исходными данными для расчета принимаем: количество наборных листов m = 3, количество наборных листов n = 7, ширина листа b = 0,12 м, толщина листа h = 0,016 м, ширина хомута а = 0,14 м, расчетная длина рессоры L = 1,4 м.



Рис. 3.2. Расчетная схема листовой рессоры

Величина статической нагрузки рессоры в килоньютонах определяется по формуле:

Р_р=0,5·(2П-9,8·М_н), (3.1)

где 2П - нагрузка от колесной пары на рельсы, кН;

М_н-неподрессоренная масса, приходящаяся на одну ось при опорно-осевом подвешивании тяговых двигателей, состоит из массы колесной пары, букс, половины массы тягового двигателя, шестерен, кожухов зубчатых передач и других деталей, укрепленных на двигателе, а также, согласно (9), 2/3 массы листовых рессор, т.е.

М_н=М_кп+2·М_букс+0.5· (М_тед+М_кпд)+М_ш+М_кзп+4/3·М_лр, (3.2)

где М_кп - масса колесной пары и двух зубчатых колес;

М_букс - масса буксы;

М_тед - масса кронштейна подвески тягового двигателя;

М_ш - масса зубчатой шестерни;

М_кзп- масса кожуха зубчатой передачи;

М_лр - масса листовой рессоры.

т.

Рессора, представленная расчетной схемой рис. 3.2, под действием внешней нагрузки испытывает деформацию изгиба и возникающие при этом напряжения мегапаскалях (МПа) и рассчитывают по формуле:

(3.3)

МПа

Для обеспечения достаточной прочности листовой рессоры в условиях эксплуатации, напряжения, рассчитанные по (3.3), не должны превышать некоторое допускаемое значение () с учетом коэффициента запаса статической прочности, то есть должно выполняться условие:

(3.4)

где - минимально допустимое значение коэффициента запаса статической прочности для листовой рессоры, принимаем = 1,6. Значение допускаемого напряжения при расчете листовых рессор принимается равным 1050 МПа.

Условие (3.4) выполняется, т.е. прочности листовой рессоры обеспечивается.

Жесткость листовой рессоры Ж_р (кН/м) определяется следующим выражением

(3.5)

где (килопаскалей) - модуль упругости рессорной стали (модуль первого рода);

а - ширина хомута 0,14 м.

кН/м

Статический прогиб листовой рессоры (м) под расчетной нагрузкой определяется по формуле:

, (3.6)

мм.

Величина статического прогиба листовой рессоры является одной из составляющих суммарного статического прогиба рессорного подвешивания локомотива и в конечном итоге, существенно влияет на его динамические показатели качества. При проектировании буксового подвешивания его статический прогиб должен быть не менее 40% от суммарного, при этом доля статического прогиба листовой рессоры в статическом прогибе буксового подвешивания должна быть не менее 60%. Таким образом статический прогиб листовой рессоры при скоростях движения грузовых локомотивов 100-120 км/ч должен быть не менее 24 мм (0,024 м). Т.к. 71,4 мм › 24 мм, это требование выполняется.

Максимальная (предельная) нагрузка на рессору (кН) определяется из условия допускаемых напряжений по формуле

, (3.7)

кН,

а прогиб рессоры под этой нагрузкой - по формуле:

(3.8)

Для обеспечения эффективного гашения колебаний и достижения при этом достаточной величины статического прогиба, суммарная величина сил трения между листами должна быть ограничена определенными пределами. Известно, что сила трения, возникающая в листовой рессоре в процессе колебаний надрессорного строения, может быть определена выражением.

, (3.9)

где - коэффициент относительного трения. Величина этого коэффициента может быть определена по формуле

, (3.10)

где - коэффициент трения между листами рессоры, в курсовом проекте принимаем =0,3.

Величина силы трения, необходимая для выполнения указанных выше условий, обеспечивается при = 57%. Т.е. результат формулы (3.10) отвечает этому требованию.

В рессорном подвешивании локомотивов, и в частности, электровозов в качестве упругих элементов широко применяются цилиндрические винтовые пружины из прутков круглого поперечного сечения. Для изготовления пружин используется горячекатаная кремнистая сталь марки 55С2 или 60С2 по ГОСТ 14959-79.

Для обеспечения долговечности, в пределах установленного контрольного числа циклов нагружения, после термической обработки пружины, упрочняют наклепом, дробью или заневоливанием, которое производится либо нагружением пружины до создания в ней напряжений, превышающих предел текучести, и выдержкой при этих напряжениях в течение длительного времени (не менее 12 часов по данным, либо многократным (не менее 10 раз) обжатием пружины с созданием в ней напряжений, превышающих предел текучести.

Дробеструйный наклеп позволяет улучшить механические характеристики материала и устранить мелкие дефекты, а поверхности, а заневоливанием, вследствие пластический деформаций в наружном слое прутка и образовании при этом остаточных напряжений, противоположных по знаку напряжениям при нагрузке, приводит к уменьшению суммарных напряжений при работе пружин и позволяет уменьшить размеры пружин без снижения их прочности.

Опорные поверхности пружин должны быть плоскими и перпендикулярные вертикальной оси пружины. Для выполнения этого требования перед навивкой концы прутка оттягивают для образования опорного витка, причем длина оттянутого конца должна быть равна ѕ длины окружности пружины. В результат этой технологической операции число рабочих витков n_р, определяющих жесткость пружины, на 1,5 витка меньше общего числа витков n.

В курсовом проекте принимаем, что комплект буксового рессорного подвешивания, отнесенный к одному колесу, состоит из одного гасителя колебаний, двух пружин и листовой рессоры. Статистическая нагрузка на пружину равна

(3.11)

Руководствуясь рекомендациями методических указаний, выбираем следующие геометрические параметры внешней пружины:

- число рабочих витков n_р = 5;

- диаметр прутка ;

- средний диаметр пружины м;

- высота пружины в свободном состоянии

Геометрические параметры внутренней пружины:

- число рабочих витков n_р = 8;

- диаметр прутка ;

- средний диаметр пружины ;

- высота пружины в свободном состоянии

Статический прогиб внешней и внутренней пружины определяется по формуле:

(3.12)

где кПа - модуль упругости стали при кручении.

Согласно [1, стр.63], статический прогиб пружин у грузовых электровозов, имеющих в буксовом подвешивании листовые рессоры и пружины, должен быть не менее 16 мм. Как видно это условие выполняется.

Основной характеристикой пружины является жесткость, которая численно равна нагрузке, вызывающей прогиб пружины на единицу длины

(3.13)

Статическая нагрузка Р, как отмечено выше, вызывает деформацию кручения витков пружин и возникающие при этом наибольшие касательные статические напряжения во внутренних точках витков определяются по формуле:

, (3.14)

где К_к - коэффициент концентрации напряжений. Значение коэффициента К_к в зависимости от индекса пружины С может быть определен, по формуле:

, (3.15)

где С=D/d.

Определим индекс пружины, коэффициент концентрации напряжений и внутренние напряжения в пружине:

При расчете пружин на прочность необходимо, чтобы максимальные статические напряжения не превышали допускаемое касательное напряжение () с учетом минимально допустимого коэффициента запаса статической прочности пружины Кп, то есть должно выполнятся условие:

, (3.16)

Принимаем для буксового рессорного подвешивания значение Кп=1,7; величина допускаемого касательного напряжения для указанных выше марок сталей 750 МПа.

т.е. условие выполняется.

Максимальная (предельная) нагрузка на пружину определяется на условиях допускаемых напряжений по формуле

(3.17)



а прогиб пружины под этой нагрузкой - по формуле

(3.18)

Прогиб пружины до полного соприкосновения витков определяется по формуле:

(3.19)

Отношение к статическому прогибу пружины, называемое коэффициентом запаса прогиба:

(3.20)

При проектировании пружины необходимо обеспечить ее устойчивость, что достигается соблюдением неравенства

 (3.21)

т.е. неравенство выполняется.

4. Расчетные нагрузки рам тележек

Статическая вертикальная и весовая нагрузка рамы тележки представляет собой совокупность нагрузок от массы отдельных элементов, образующих раму, нагрузок от массы оборудования, расположенного на раме тележки, а также нагрузки от массы кузова с расположенным в нем оборудованием, которая передается на тележку через опоры кузова.

Современные двухосные рамы локомотивных тележек имеет конструкцию, симметричную относительно как продольной оси тележки совпадающей в статистике с продольной осью пути, так и относительно поперечной оси, проходящей через центр тяжести средней поперечной балки рамы тележки. Кроме того, для большинства конструкций экипажной части нагрузка от опор кузова на тележке передается в вертикальной плоскости, проходящей через среднюю поперечную балку, обеспечивая наряду с симметрией конструкции симметрию действующих нагрузок относительно указанных выше осей.

Расчетная схема статической вертикальной нагрузке при опорно-осевом подвешивании тяговых двигателей представлена на рис. 4.1 при этом следует обратить внимание на то факт, что расчетная схема рамы тележки образована линиями, проходящими через центры тяжестей соответствующих балок или иначе осевыми линиями этих балок.



Рис. 4.1. Расчетная схема статической вертикальной нагрузки при опорно-осевом подвешивании тяговых двигателей

Нагрузки от собственной массы элементов расположенными по длине этих элементов для упрощения расчетов заменим сосредоточенными в центрах тяжести соответствующих элементов нагрузками. При построении схемы также учтен тот факт, что к некоторым балкам рамы тележки крепится оборудование, расположенное на тележке, например, рычажная тормозная система, система буксового рессорного подвешивания и т.д. с учетом вышеизложенного и сохраняя концепции построения расчетных схем рам тележек, разработанные профессором Б.В. Меделем, статическую вертикальную нагрузку рамы можно представить совокупностью сосредоточенных нагрузок, показанных на рис. 4.1

Нагрузка Р₁, кН может быть рассчитана по следующей формуле

(4.1)

где М_ккпб- масса кронштейнов крепления поводковых букс в расчете на одну тележку, т;

М_то - масса тормозного оборудования при расчете на одну тележку, т;

М_брп - масса буксового рессорного подвешивания в расчете на одну колесную пару, т.

Подставим в формулу (4.1) данные из таблицы 2.8, получим

кН.

Нагрузка Р₂, кН, передаваемая на боковину рамы тележки через опоры кузова, определяется по формуле:

, (4.2)

Где - М_к масса кузова, т,

n_т - количество тележек электровоза.

кН.

Нагрузка Р₃ складывается из нагрузки от собственной массы средней поперечной балки и нагрузки от подрессоренной массы тяговых двигателей (при опорно-осевом подвешивании подрессоренная масса тяговых двигателей для двухосной тележки равна массе одного тягового двигателя)

Р₃=9,8· (М_спб+М_тэд) (4.3)

где М_тэд - масса тягового двигателя, т.

Р₃=9,8·(0,301+4,350)=45,6 кН.

Нагрузка Р₄ в связи с симметрией конструкции рамы тележки относительно оси средней поперечной балки численно равна нагрузке Р₁. Так как колесные пары тележки равны являются ее подвижными опорами на рельсы, то в соответствии с условием равновесия действующих сил в точках крепления системы буксового рессорного подвешивания к раме передаются вертикальные реакции опор, равные

(4.4)

 кН.

При работе электровоза в режиме тяги или электрического торможения на раму тележки, кроме нагрузки от массы самих тяговых двигателей, передаются нагрузки, вызванные тяговым или тормозным моментом, развиваемым двигателями. При этом рассматривается первая по ходу движения тележка электровоза в режиме пуска, так как в этом случае тяговый момент двигателей имеет максимальное значение и, следовательно, вызванные им нагрузки также будут иметь максимальные значения.

Сила тяги, развиваемая одной колесной парой при пуске и приложенная к головке рельса в точках контакта колес, определяется по формуле:

F_кп= 2П· (4.5)

При этом коэффициент сцепления колес с рельсами определяется при скорости V = 0 по формуле 1.20.

F_кп=235·0,36=84,6 кН

На раму тележки сила тяги колесной пары передается через кронштейны крепления букс, расчетная длина которых равна h₁ и h₂, в виде нагрузок F_кп /4. Сила тяги отдельных колесных пар суммируются рамой тележки и в виде нагрузки 2·F_кп передаются на высоте h_оп относительно уровня головки рельсов: h_оп = h_т - 3·Н/4, где Н - высота сечения средней поперечной балки.

Развиваемый тяговым двигателем момент передается на колесную пару через тяговый редуктор и в точке подвешивания двигателя к раме тележки возникает реакция Z_р, равная:

, (4.6)

где I_п - расстояние между точками подвешивания двигателя.

Реакции в точках подвешивания тяговых двигателей вызывают изменение нагрузок колесных пар на величину R₁, определяемую по формуле:

(4.7)

где b_z - расстояние между опорными точками двигателей на средней поперечной балке рамы тележки; b_z = В₂ + 2·=0,390+2·0,02=0,430 м.

В свою очередь, момент силы тяги тележки, развиваемой двумя колесными парами и передаваемой через буксы на раму на высоте D_к/2, а от рамы тележки - на кузов на высоте h_оп, вызывает изменение нагрузок колесных пар на величину R₂, равную

, (4.8)

кН.

Из направления векторов нагрузок Z_р и F_кп на рис.4.2. видно, что для первой и второй колесных пар тележки изменения нагрузок R₁ и R₂ имеют различные знаки. В связи с этим реакции, передаваемые через систему буксового рессорного подвешивания на раму тележки, для первой колесной пары будут равны:

, (4.9)

кН.

а для второй колесной пары:

, (4.10)

кН.

Направления векторов R₁ и R₂ показывают, что нагрузка первой колесной пары уменьшается (разгрузка), а нагрузка второй колесной пары увеличивается (догрузка).

Сила тяги отдельных тележек электровоза, приложенные на высоте h_оп, передаются через опоры кузова на раму кузова, которая их суммирует. В результате через автосцепку, расположенную на высоте h_сц относительно уровня головки рельса, на состав передается сила тяги электровоза. Расчетное значение h_сц принимаем равным 1.06 м. Разница высот h_оп и h_сц приводит к возникновению момента, вызывающего изменение нагрузок тележек на величину:

, (4.11)

кН.

Принимаем, что на проектируемом электровозе используется ПРУ. Поэтому изменение нагрузки Р_т приводит к изменению нагрузок опор первой тележки, равному:

, (4.12)

где I_пру - расстояние между работающими ПРУ локомотива;

Р_пру - усилие противоразгрузочного устройства при расчетах принимаем 30 кН.

При механическом торможении на раму тележки действует инерционные силы от кузова и надрессорного строения самой тележки, а также усилия от тормозной системы.

Инерционные силы от кузова и надрессорного строения тележки вызывают перераспределение нагрузок между тележками и колесными парами. Усилия от тормозной системы зависят от схемы работы этой системы. У современных отечественных грузовых локомотивов с двухосными тележками, наиболее распространена схема тормозной системы с тормозным цилиндром, расположенным на раме тележки между колесными парами, и двухсторонним нажатием тормозных колодок (рис. 4.4).

В этом случае расчетная схема нагрузки рамы тележки при механическом торможении имеет вид, показанный на рис. 4.5.

Общее тормозное усилие локомотива при двухстороннем нажатии тормозных колодок определяется по формуле:

Т_л=4·n_кп·N·f, (4.13)

где: N- сила нажатия тормозной колодки на бандаж, кН;

f - коэффициент трения тормозной колодки о бандаж. В соответствии с рис. 4.4, для приведенной схемы тормозной колодки на бандаж определяется из выражения:

, (4.14)

где a,b,c,d - длины рычагов тормозной рычажной передачи, в курсовом проекте принимаем a = 370 мм, b = 210 мм, c = 240 мм, d = 410 мм;

Р_ц - величина тормозного усилия на штоке тормозного цилиндра, принимаем Р_ц= 16,76 кН.

кН.

Тл=4*8*29*0,27=250 кН

При использовании стандартных чугунных тормозных колодок с повышенным содержанием фосфора коэффициент f =0,27.

Предположим, что весь поезд по длине тормозится равномерно и тормозное усилие, развиваемое локомотивом, равно инерционному усилию, соответствующему замедлению только самого локомотива. Инерционные усилия кузова и надрессорного строения тележек пропорциональны их массам потому тормозное усилие соответствующее инерционным силам кузова будет равно:

 (4.15)

а тормозное усилие соответствующее инерционным силам одной тележки равно:

(4.16)

где М_К - масса кузова с оборудованием, т;

М_тпр - приведенная масса тележки, т; n_т - количество тележек локомотива.

Приведенную массу тележки рассчитываем по формуле

М_тпр= М_тп +2·М_кп·г

где М_т - масса тележки в сборе, т;

г - коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся частей; для электровозов

г =0,18.

Масса надрессорного строения тележки равна

М_тп = М_т-2·М_н (4.17)

где М_т - масса тележки в сборе, т;