Проектирование локомотива

М_н - неподрессоренная масса, приходящаяся на одну ось, т.

М_тп =18,457-2·5,752=6,95 т;

М_тпр=6,95+2·2,623·0,18=7,90 т;

кН;

Инерционная сила от кузова Т_к приложена к опоре кузова на тележку на высоте h_оп над уровнем головки рельса, силы инерции надрессорного строения тележки Т_т - на высоте h_Т1 ? h_Т-н/2, где Н - высота сечения средней части боковины.

h_Т1=1,16-0,410/2=0,955 м.

Равнодействующая этих сил:

(4.18)

кН.

расположена на высоте:

(4.19)

м

над уровнем головки рельса и вызывает изменение нагрузок колесных пар, равное:

(4.20)

кН

Через кронштейны буксовых поводков на раму тележки передаются нагрузки:

(4.21)

кН.

Инерционные силы кузова вызывают изменение нагрузок тележек локомотива на величину

(4.22)

где n_C - число секций локомотива;

L_б - жесткая база локомотива, м;

h_К - высота центра тяжести кузова относительно уровня головки рельса; для расчета принимаем h_К=2,3

кН.

Нагрузка РТ догружает опоры кузова первой по ходу тележки на величину:

(4.23)

кН.

и вызывает изменение нагрузок колесных пар, равное:

 (4.24)

кН.

В результате реакции системы буксового рессорного подвешивания оказываются равными:

и (4.25)

кН и кН.

От тормозной системы на раму тележки через средние тормозные подвески будут передаваться вертикальные нагрузки V, а через крайние - также и горизонтальные нагрузки H, равные:

V=N·f (4.26)

V=29·0,27=7,83 кН,

(4.27)

кН.

Нагрузки, возникающие в раме тележки при движении в кривой

Для расчета нагрузок, возникающих в раме тележки при движении в кривой заданного радиуса R необходимо предварительно рассчитать и построить динамический паспорт тележки. Используя динамический паспорт можно определить допускаемую скорость движения локомотива в кривой данного радиуса. Значение допускаемой скорости движения в кривой используется при дальнейшем расчете действующих на раму тележек нагрузок.

Расчетная схема нагрузки рамы тележки при движении в кривой для свободных тележек (несочлененных и не связанных упругой связью) имеет вид, представленный на рис 4.5.

Рис. 4.5. Расчетная схема нагрузки рамы тележки при движении в кривой.

При расчёте нагрузок, действующих на раму тележки при движении в кривой, принимаем следующие начальные условия: радиус кривой R = 200 м, возвышение наружного рельса h = 0,15 м, расстояние между точками опирания колёс колёсной пары 2S₁ = 1,6 м. Из рассчитанного для этих условий динамического паспорта следует, что допустимая скорость движения в данной кривой V_доп = 64,8 км/ч, тележка при этой скорости занимает положение наибольшего перекоса, реакция на давление гребня колеса Y₁ = 92,7 кН, Y₂ = 0, полюсное расстояние x = 3,04 м.

На высоте hоп относительно уровня головки рельса к средней поперечной балке рамы тележки приложена сила С₁, действующая от центра кривой. Сила С₁ представляет собой сумму центробежной силы С_ндс действующей на надрессорное строение локомотива, и силы буксового давления ветра W_к, действующую на боковую поверхность кузова.

Центробежная сила С_ндс (кН) в расчете на одну тележку может быть определена по формуле

(4.28)

где М_ндс - масса надрессорного строения локомотива, т;

V_доп - допускаемая скорость движения в кривой, м/с;

R - радиус кривой, м;

g - ускорение сила тяжести, м/с2;

h - возвышение наружного рельса кривой, м;

2S₁ - расстояние между опорными точками колес на рельсах, м.

Массу надрессорного строения локомотива определяется по формуле

М_ндс=М_к+n_т·М_тп (4.29)

М_ндс=40,630+2·6,95 = 54,5 кН;

кН.

Сила бокового давления ветра определяется по величине интенсивности нагрузки ветра на 1м² боковой поверхности кузова и в расчете на одну тележку равна

(4.30)

где щ - интенсивность ветровой нагрузки, принимаем щ=0,49 кН/м²;

F_к - площадь боковой поверхности кузова, м².

Площадь боковой поверхности кузова рассчитываем, принимая, что высота кузова равна 3,36 м, а его длина равна длине рамы, т.е.

м²;

кН.

Таким образом:

С₁ = С_ндс+W_k (4.31)

С₁ =19,1+12,5=31,6 кН.

Горизонтальная поперечная сила С₁ через буксовые узлы передается колесным парам, причем каждая колесная пара может принять на себя такую долю этой силы, какую она получает со стороны рельса в виде давления на гребень бандажа при набегании на рельс или в виде поперечных составляющих сил трения в опорных точках колес на рельсы у ненабегающих колесных пар.

В рамку тележки (рис. 4.5) через переднюю колесную пару перелается поперечная сила U₁, а через заднюю колесную пару - поперечная сила U₂. Величина силы U₁ независимо от положения тележки в кривой может быть определена по формуле

U₁ = Y₁ - м·П·cosб₁- C_нк (4.32)

где Y₁ - реакция внутренней грани головки наружного рельса на давление гребня набегающего колеса передней колесной пары (определяется для скорости V_доп по динамическому паспорту тележки), кН;

м - коэффициент трения гребня о головку рельса, принимаем м=0,25;

П- вертикальная нагрузка от одного колеса колесной пары на рельс, кН;

б₁ - угол наклона линии, соединяющей точку контакта колеса передней колесной пары с рельсом и полюс, относительно продольной оси тележки (определяется при расчете динамического паспорта тележки);

C_нк- центробежная сила неподрессоренных частей тележки в расчете на одну колесную пару, кН.

Величина силы U₂ в общем случае может быть рассчитана по формуле:

U₂ = + Y₂ + м·П· cosб₂- C_нк (4.33)

где Y₂ - реакция внутренней грани головки наружного или внутреннего рельса на давление гребня набегающего колеса задней колесной пары (определяется для скорости V_доп по динамическому паспорту тележки), кН;

б₂ - угол наклона лини, соединяющей точку контакта колеса задней колесной пары с рельсом и полис, относительно продольной оси тележки (определяется в при расчете динамического паспорта тележки); «+ -» в зависимости от положения занимаемого тележкой в кривой. Определяем с использованием динамического паспорта, что cosб₁=0,968, cosб₂=0,049.

Центробежная сила C_нк определяется по формуле

(4.34)

где М_н - непосредственная масса, приходящаяся на одну ось, т;

кН,

Поперечные силы U₁ от колесных пар передаются на раму тележки через кронштейны крепления букс в виде нагрузок U₁/4.

U₁=92,7 - 0,25·117,5·0,968 - 4,03 = 60,2 кН;

U₂=0 - 0,25·117,5·0,049 - 4,03 = - 5,74 кН.

Продольные составляющие сил трения в точках контакта колес и рельсов в кривой приводят к возникновению моментов, равных:

М₁ = м·П·sinб₁·2S1 (4.35)

М₂ = м·П·sinб₂·2S1

М₁ =0,25·117,5·0,251·1,6 = 11,8 кН·м;

М₂ =0,25·117,5·0,999·1,6 = 46,9 кН·м;

которые в свою очередь вызывают появление продольных сил:

(4.36)

кН.

Продольные силы от колесных пар передаются на раму тележки через кронштейны крепления букс в виде нагрузок Т₁/2, причем у наружных колес эти силы направлены против направления движения, а у внутренних колес - по направлению движения.

При движении локомотива в кривой происходит изменение нагрузок опор кузова на величину ?Р, обусловленное возникновением опрокидывающего момента кузова М_оп. Момент М_оп (кН·м) является следствием действия центробежной силы кузова С_К и силы бокового давления ветра W_k и определяется по формуле

М_оп=(С_К+ W_k) · (h_k-h_оп) (4.37)

Центробежная сила кузова, приходящаяся на одну тележку, рассчитывается по формуле

(4.38)

кН;

М_оп=(14,2+12,5) · (2,3 - 0,879)=38,7 кН·м.

С учетом выражения (4.37) изменение нагрузок опор кузова определятся как

(4.39)

где b_Т= 2,2 м - ширина тележки по осевым линиям боковин.

кН,

Момент от сил С_К и W_k в совокупности с моментом от центробежной силы тележки вызывает изменение нагрузок на каждую буксу колесных пар тележки, равное

(4.40)

где h_б - высота середины буксы относительно уровня головки рельса, м;

b_б - расстояние между серединами букс одной колесной пары, м;

С_Т - центробежная сила одной тележки, кН;

Центробежная сила тележки определяется по формуле

(4.41)

кН;

кН.

Изменение нагрузок букс ?Р_б в свою очередь приводит к изменению реакций системы буксового рессорного подвешивания равному

(4.42)

кН.

Следует обратить внимание на направление векторов сил ?Р и ?R на рис. 4.5, из которого следует, что колеса, движущегося по наружному рельсу кривой испытывают разгрузку, а колеса движущиеся по внутреннему рельсы кривой, - догрузку.

Нагрузки, возникающие в раме тележки при ударе в автосцепку

Рамы тележек локомотива рассчитывают на инерционные силы при ударе по автосцепке, расположенной у современных локомотивов в хребтовой балке рамы кузова. Усилия, возникающие в отдельных элементах механической части, пропорциональны массам этих элементов, при этом вводится понятие коэффициента пропорциональности при ударе или коэффициента удара, который определяется по формуле

, (4.43)

где Р_уд - расчетная сила удара, принимаем равной 2450 кН;

М_сц - сцепная масса локомотива, т.

.

Расчетная схема нагрузки рамы тележки при ударе в автосцепку представлена на рис 4.6.

Через кронштейны крепления букс к раме тележки будут передаваться инерционные усилия от колесных пар, действующие на высоте h₁ и h₂ относительно головки рельса. Инерционные усилия от подрессорной массы тележки будут действовать на раму на высоте h_Т1 относительно головки рельса. Величина этих усилий рассчитываем по формулам

, (4.44)

, (4.45)

где М_н - неподрессореная масса, приходящаяся на одну ось, т;

М_тп - масса надрессорного строения тележки, т.

кН,

кН,

Со стороны кузова на раму тележки на высоте h_оп относительно головки рельса будет действовать реакция, равная

Т₃=9.8· К_уд·(2·М_н+М_тп) (4.46)

Т₃=9,81·2,6·(2·2,572+6,95)=471 кН.

Реакция Т₃ в свою очередь вызывает перераспределение нагрузок колесных пар, равное

, (4.47)

разгружающее первую по ходу движения колесную пару и дополнительно нагружающее заднюю колесную пару тележки.

кН,

Кроме того, под влиянием момента сил инерции, равного:

,

кН·м

Происходит догрузка передней тележки и такая же разгрузка задней тележки, равная:

, (4.48)

кН.

Таким образом, реакции системы буксового рессорного подвешивания оказываются равными:

 и , (4.49)

кН и кН,

а изменение нагрузок опор кузова:

, (4.50)

кН.

Нагрузки, действующие на раму тележки при выкатке колесных пар

Рамы тележек локомотивов рассчитывают на усилия, действующие при выкатке колесных пар в условиях ремонта. Для двухосных тележек рассматривается наиболее тяжелый случай, когда выкатываются обе колесные пары и рама устанавливается на четырех домкратах. Такая система в отношении опорных нагрузок оказывается статически неопределимой, поэтому считают, что всю нагрузку воспринимают две опоры (домкрата), расположенные по диагонали (рис. 4.7.)

Рис. 4.7. Расчетная схема нагрузки рамы тележки при выкатке колесных пар

На расчетной схеме (рис. 4.7.) сплошными линиями показаны нагрузки, действующие при выкатке колесных пар на раму тележки с опорно-осевым подвешиванием тяговых двигателей, а пунктирными линиями - дополнительные нагрузки, действующие в случае опорно-рамного подвешивания тяговых двигателей.

Из сравнения расчетных схем (рис. 4.7. и рис. 4.1.) видно, что на рис. 4.7. вместо реакций опор R, передаваемых через систему буксового рессорного подвешивания, показаны реакции домкратов Р_д. Если из схемы (рис. 4.1.) при опорно-осевом подвешивании двигателей вычесть статическую вертикальную нагрузку, то получается более простая расчетная схема, показанная на рис. 4.8.

Так как полная нагрузка рамы при статическом нагружении по схеме (рис. 4.1. или рис. 4.2.) равна Р₁=8·R, то для схемы на рисунке 4.9. будем иметь

Р_д=4· R, (4.51)

Р_д=4·35,1=140 кН,

где реакция R рассчитывается по формуле (4.4.). Таким образом, при дальнейшем расчете изгибающих и крутящих моментов от рассматриваемой нагрузки можно использовать более простую схему (рис. 4.8.), сложив полученные результаты с результатами расчета рамы по схеме (рис. 4.1.).

Кососимметричная нагрузка рам тележек

Под кососимметричной нагрузкой понимается нагрузка от двух равных по величине, но различных по знакам вертикальных сил, передаваемых на раму тележки через систему буксового рессорного подвешивания, причем силы, расположенные по одной диагонали тележки, действуют вверх, а по другой диагонали - вниз (рис. 4.9.)

Этот вид нагружения имеет место только при несбалансированном или индивидуальном буксовом рессорном подвешивании. Таким образом, рама тележки располагается на четырех опорах (буксовом рессорном подвешивании) и представляет собой в отношении распределения нагрузок между опорами статически неопределимую систему. Поэтому вследствие различной жесткости отдельных рессор, а также при наличии неровностей пути и ряда других причин будет иметь место некоторое перераспределение нагрузок между опорами.

Неравенство гибкостей рессор по заводским допускам составляет до 5%; таким образом, при нагрузке рессоры, равной РР и определяемой по формуле (3.1) разница в усилиях, передаваемых от рессор на раму, может составить

₁=0.05·Р_р (4.52)

₁= 0,05·89,3 = 4,46 кН.

Суммарная разница уровней колес или разница в прогибах рессор определяется по формуле

(4.53)

где ₁ -разница уровней колес от возвышения наружного рельса в переходной кривой, м;

₂- разница уровней колес за счет различия их диаметров и конусности,

₃- разница уровней колес от неточности в сборке рессорного подвешивания, м.

Норматив возвышения наружного рельса в переходных кривых, равен 2 мм на 1 м пути, что при жесткой базе тележки 2_ат дает ₁=2·(2_ат)·10^-3. Разницы уровней

₂ и ₃ равны:

₂=3.7·10-3м и ₃=2·10-3 м

м.

Величина дополнительной разницы в усилиях, передаваемых от рессор на раму вследствие наличия суммарной разницы уровней колес , может быть определена по формуле:

₂=0.5··Ж_б (4.54)

где Ж_б - жесткость комплекта рессорного подвешивания в расчете на одну буксу, кН/м.

Формула для определения Ж_б зависит от способа соединения упругих элементов в комплекте буксового рессорного подвешивания.

Если комплект рессорного подвешивания кроме пружин содержит листовую рессору, то она работает последовательно с параллельно работающими пружинами. В этом случае Ж_б определяется по формулам:

(4.55)

С учетом формул величина кососимметричной нагрузке в расчете на одну буксу определяется по формуле:

(4.56)

а усилия в рессорном подвешивании - по формуле:

Р_к=0.5·Рк_б (4.57)

Р_к=0,5·8,84=4,42 кН.

5. Расчет амплитудно-частотной характеристики передачи

Амплитудно-частотной характеристикой системы называется зависимость амплитуды колебаний от частоты действия возмущающего фактора. Она дает возможность определить реакцию системы на внешнее возмущение и, следовательно, рассчитать дополнительные нагрузки, сопровождающие колебательный процесс. Для этого воспользуемся уравнениями равновесия, составленными в соответствии с принципом Даламбера, т.е. к внешним силовым факторам и реакциям связей должны быть добавлены инерционные силы и моменты, действующие при ускоренном движении масс системы.

Наша система имеет одну степень свободы, поэтому составим одно уравнение моментов, действующих на корпус двигателя относительно точки 0.

М_к+М_я+М_а=0 (5.1)

Здесь М_к - момент сил инерции корпуса;

М_я - момент сил инерции якоря;

М_а - момент силы, приложенной к корпусу со стороны подвески через амортизатор.

Величина М_а определяется упругими и неупругими силами на амортизаторе, т.е. параметрами ж и в, а также величиной и скоростью деформации шайб. Если величина деформации Z_А скорость деформации Z_А, то

М_а= L·(ж·z_А+в·z_А)=L_ж·(z₀+L·ц)+L·в·(z₀+L·ц) (5.2)

Ускоренному вращению якоря вокруг его оси противодействует инерционный момент М^/_я, который при передаче на корпус двигателя увеличивается в q=1+u раз. Кроме того, якорь вместе с корпусом поворачивается вокруг точки О, поэтому суммарный момент

М_я=М^/_я·(1+ u)+m_я ·Ц²·ц=I_я·ц_я·(1+ u)+ m_я ·Ц²·ц=[I_я·(1+ u)²+ m_я·Ц²]·ц, (5.3)

Здесь I_я - момент инерции якоря с шестернями относительно его оси вращения;

m_я - масса якоря;

ц_я - угловое ускорение якоря;

Ц=R+r=001 - централь редуктора, расстояние от центра масс mя до оси вращения О;

Ц - угловое ускорение корпуса двигателя и редуктора.

Ускоренному повороту корпуса вокруг точки О противодействует инерционный момент:

М_к=(I_к+ m_к·Ц²)·ц, (5.4)

где I_к - момент инерции корпуса относительно его центра масс, примерно совпадающего с осью вала якоря;

m_к - масса корпуса тягового двигателя и кожухов зубчатых передач.

Выражение в скобках - момент инерции корпуса относительно точки О. Подставим в уравнение приложенных к корпусу моментов (5,1) выражения из (5.2,5.3,5.4):

(I_к+ m_к·Ц²)· ц+[I_я·(1+ u]²+ m_я ·Ц²]·ц+L_ж·(z₀+L·ц)+ L·в·(z₀+L·ц)=0 (5.5)

Заменив эквивалентным моментом инерции коэффициенты при двух первых слагаемых

I=I_к+(m_к+m_я) ·Ц²+ I_я· (1+ u)² (5.6)

И разделив переменные, получим уравнение колебательного процесса в виде линейного неоднородного дифференциального уравнения второго порядка:

I·ц+в·L²·ц+ж·L²·ц= - в·L·z₀-ж·L·z₀ (5.7)

Если ввести общепринятые в теоретической механике обозначения:

(5.8)

где - циклическая частота собственных угловых колебаний корпуса двигателя, 1/с;

n - коэффициент сопротивления амортизатора угловым перемещения корпуса, 1/с, то уравнение (5.7) примет вид:

ц+2·n·ц+R²·ц=L/I· (вz₀+ж·z₀) (5.9)

Общее решение этого уравнения представляет собой сумму общего решения линейного уравнения (левой части) и частного решения уравнения с правой частью. Общее решение описывает процесс угловых колебаний эквивалентной массы при движении по неровностям, причем общее решение линейного уравнения описывает свободные затухающие колебания системы с частотой а частное решение описывает установившейся процесс вынужденных колебаний с частотой прохождения неровностей щ.

При установившемся режиме результирующее движение корпуса состоит только из вынужденных колебаний, поэтому нас будет интересовать только частное решение. После подстановки z₀ получим

Z_н·вщ=b;(5.10)

ц+2nц+ф2ц=(-ж ·cos щt+вщ ·sin щt)

Частное решение этого уравнения будет иметь вид:

ц=А ·sin · (щt-и) (5.11)

Опуская вычисления коэффициентов, получаемых посредством постановки ц и его производных в (32), приведем окончательный результат:

(5.12)

Где и - отставание по фазе угла поворота корпуса ц от перемещения z₀,

(5.13)

При расчетах часто пользуются не непосредственным значением частоты возмущений щ, а частотным отношением:

(5.14)

После подстановки в уравнение (5,12) значений R, n, а, b, м из (5.8, 5.10, 5.14) получим расчетное выражение для определения ц:

, (5.15)

При м=0 амплитуда отклонения корпуса

(5.16)

Отношение амплитуды колебаний ц_а при произвольном значении щ (или м) к статическому значению отклонения ц_0а

, (5.17)

где:

называется коэффициентом динамического усиления амплитуды, а зависимость ч от м является амплитудно-частотной характеристикой колебательной системы.

Если частота вынужденных колебаний совпадает с частотой собственных колебаний, наступает резонанс. Однако амплитуда вынужденных колебаний вследствие действия вязкого сопротивления в амортизаторе имеет максимум не при резонансе, а при значении м несколько меньшем единицы.

В нашей упрощенной схеме с одной степенью свободы амплитудно-частотная характеристика имеет один максимум, у реальной системы таких максимумов несколько: в области более низких частот амплитуда возрастает из-за колебаний тележки, в области высоких частот появляются колебания, связанные с большой, но не бесконечной жесткостью других элементов передачи, в частности вала якоря и зубьев зубчатой пары.

6. Определение динамических нагрузок в зубчатом зацеплении и на подвеске

Для определения инерционных динамических нагрузок в зубчатом зацеплении за счет неравномерного вращения якоря необходимо определить его ускорение. Угловое ускорение корпуса:

ц=ц_0а·ч·щ²sin(щt-и) (6.1)

а его амплитудное значение:

ц_а=ц_0а·ч·щ² (6.2)

Согласно (5.19) амплитудное значение углового ускорения якоря:

ц_яа=ц_а·(1+u)=ц_0а·ч·щ^2·(1+u) (6.3)

Тогда амплитуда динамической нагрузки на зубьях передачи:

(6.4)

Очевидно, что максимум значения этой силы зависит от амплитуды и частоты колебаний корпуса двигателя.

Для анализа колебательного процесса во времени необходимо учесть меняющееся при изменении частоты возмущений значение .

При м<1 подъем на неровность сопровождается одновременным поворотом корпуса по часовой стрелке, т.е. колебания корпуса происходит синфазно с прохождением неровности: 00. Этот режим показан на рис.7, а.

При м=1, т.е. при резонансе, и=, и поворот корпуса будет максимальным при z₀=0 (см. рис. 7, б).

При м>1 и, т.е. прохождение неровностей и колебания корпуса происходит в противофазе (см. рис. 7, в).



а)

б)

в)

Рис. 7

Учитывая, что при резонансе изменения щ и z₀ сдвинуты на и соответственно при ц=ц_а z₀=0, легко определить максимальное усилие, действующее на болте подвески:

F_а=ж·z_а=ж·(z₀-L·ц); F_nа=ж·L·ц_а. (6.5)

Рассчитаем отношение .

Для скорости, соответствующей максимальному значению МД определите тяговый момент:

Допускается .

Пример расчета:

Находим эквивалентный момент инерции тяговой передачи по формуле (5.6):

Циклическую частоту собственных колебаний R и коэффициент сопротивления гасителя колебаний определим, пользуясь формулой (5.8):

Рассчитываем зависимость . График зависимости приведен на рисунке 6.1.

Рисунок 6.1 - Амплитудно-частотная характеристика передачи и зависимость .

Определим циклическую частоту вынужденных колебаний передачи и скорость движения, при которой наступит резонанс:

По формуле (5.17) рассчитаем амплитуду колебаний передачи при этой скорости:

Угол перемещения корпуса тягового двигателя равен:

Находим динамический момент в передаче при рассчитанной скорости M_д, кН·м:

Определим силу тяги электровоза при рассчитанной скорости:

Тяговый момент, рассчитанный по формуле (5.23), составит:

т.е. условие выполняется.

Определяем радиус шестерни, пользуясь формулой (1.8)

Рассчитаем максимальную динамическую нагрузку на зубьях редуктора:

Найдем добавочную динамическую нагрузку на болте подвески при резонансе:

Заключение

В данном курсовом проекте я составил схему двухосной тележки электровоза, определил ее габаритные размеры, выбрал конструкцию буксового рессорного подвешивания. Для листовой рессоры выполнил упрощенный и уточненный расчет основных характеристик. Определил основные характеристики цилиндрических пружин буксового подвешивания, рассчитал нагрузки, возникающие в раме тележки при различных режимах ее работы. Рассчитал и построил амплитудно-частотную характеристику узла подвески тягового двигателя.

Основные технико-экономические характеристики электровоза:

1) Сцепная масса локомотива М_сц = 191,8 т.

2) Диаметр колеса колесной пары по кругу катания D_к = 1175 мм.

3) Мощность: в часовом режиме Р_час = 6320 кВт в продолжительном режиме Р_ном = 5920 кВт.

4) Скорость: в часовом режиме V_час = 52,6 км/ч в продолжительном режиме V_ном = 54 км/ч.

5) Сила тяги: в часовом режиме F_час = 423 кН в продолжительном режиме F_ном = 386 кН.

6) Длина локомотива по осям автосцепок L = 21,24 м.

7) Жесткая база локомотива L_б = 9,52 м.

8) Жесткая база тележки 2а_т = 3 м.

9) Длина рамы или тележки l_т = 4,8 м.

10) Длина кузова l_к = 15,2 м.

Список литературы

1. Конструкция, расчет и проектирование локомотивов /Под ред. А.А. Камаева. - М.: Машиностроение, 1981. - 351с.

2. Магистральные электровозы. Тяговые электрические машины /Под ред. В.И. Бочарова и В.П. Янова. - М.: Энергоатомиздат, 1992. - 463с.

3. Проектирование тяговых электрических машин /Под ред М.Д. Находкина. - М.: Транспорт, 1976. - 624с.

4. Тяговые электрические машины и трансформаторы /Под ред Д.Д. Захарченко. - М.: Транспорт, 1979. - 302с.

5. Сидоров Н.Н., Попов Н.М. Механическая часть электроподвижного состава: Пособие для курсового и дипломного проектирования. - Л.: ЛИИЖТ, 1968. - 70с.

6. Справочник по электроподвижному составу, тепловозам и дизельпоездам. Т.1. /Под ред. А.И. Тищенко. - М.: Транспорт, 1976. - 432с.

7. Магистральные электровозы: Общие характеристики. Механическая часть. /В.И. Бочаров, И.Ф. Кодинцев, А.И. Кравченко и др. - М.: Машиностроение, 1991. - 224с.

Размещено на Allbest.ru