Модернизация четырехосного полувагона модели 12-532

3.4 Подшипниковый узел

В буксах современных вагонов применяют радиальные роликовые подшипники с короткими цилиндрическими роликами двух типов: однорядные с цилиндрическими роликами и однобортовым внутренним кольцом; однорядные с безбортовым внутренним кольцом и плоским приставным упорным кольцом. В буксах вагонов прежних лет постройки использовали двухрядные сферические роликовые подшипники на втулочной посадке кольцом. Подшипники состоят из наружного и внутреннего колец, роликов и сепараторов. 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.

3.5 Расчёт вагонных подшипников качения

При расчёте нагрузок, действующих на подшипник Методика расчёта нагрузок и долговечности подшипников качения для букс железнодорожного подвижного состава, введённая Организацией сотрудничества подшипниковой промышленности при Совете экономической взаимопомощи с декабря 1977 г., требует руководствоваться следующими допущениями:

вагон в течение всего времени эксплуатации работает при полной номинальной нагрузке;

вес брутто вагона равномерно распределяется на все оси;

статическая нагрузка, действующая на колёсную пару, равномерно распределяется на обе шейки оси и на каждый из подшипников, воспринимающих радиальные нагрузки;

динамические нагрузки, действующие на подшипник и зависящие от конструкции и состояния пути, рода упругих элементов и гасителей колебаний, положения центра тяжести, допустимой эксплуатационной скорости, а также возможная неравномерность распределения нагрузок между двумя подшипниками в одной буксе при расчёте эквивалентной динамической нагрузке должны учитываться введением коэффициента ;

цилиндрические роликовые подшипники, применяемые в буксах, рассчитываются только на радиальные нагрузки. При расчёте эквивалентной динамической нагрузки осевые (рамные) силы, воспринимаемые подшипниками, условно не учитываются.

Результат стендовых и поездных испытаний ВНИИЖТа показывают, что при движении вагона в роликовом подшипнике буксы тележки типа ЦНИИ-Х3 практически одинаковую нагрузку воспринимают семь роликов (из девяти) вместо трёх (из пяти) при действии на подшипник одной радиальной нагрузки. Это объясняется тем, что в буксах тележек грузовых вагонов вследствие забегания боковых рам возникают моменты в горизонтальной плоскости, которые перегружают ролики, расположенные под углами и ( - угол между двумя смежными роликами).

Расчётная схема для определения прочности и долговечности должна соответствовать распределению нагрузки между роликами, когда наиболее нагруженный силой ролик находится на вертикальной оси подшипника, т. е. на направлении нагрузки.

Расчётная схема, когда центр наиболее нагруженного ролика расположен на направлении вертикальной нагрузки , а нагрузка на остальные ролики уменьшается пропорционально косинусу угла между направлением силы и прямой, соединяющей центр ролика с центром подшипника (, где n - порядковый номер ролика, отсчитанный от центрального), принимается при выборе роликовых подшипников.

Расчёт подшипников качения производиться на основании ГОСТ 18855-73.

Примечание: приказом МПС от 03.2001 г. буксы с подшипниками на втулочной посадке запрещены.

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:

;

Н.

Учитывая полученную динамическую грузоподъёмность С = и диаметр шейки мм, которая равняется внутреннему диаметру или диаметру посадочной втулки подшипника d, выбираем подшипники по таблице:

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.

3.6 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, 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 почти вытеснили широко применяемые ранее листовые рессоры. Хотя конические рессоры имеют более благоприятную силовую характеристику, но сложны в изготовлении и ремонте. Поэтому они не нашли широкого распространения в вагоностроении.

Под действием вертикальной расчётной силы (в дальнейшем P без индекса) пружина прогнётся, в материале возникнут напряжения. Рассматривая произвольное поперечное сечение витка (см. рис. 2.9, 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, а сила P, направленная вниз, - деформацию среза .

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.

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 рекомендации [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 рекомендации [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%.

3.7 Фрикционные 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, размещённых между наклонными поверхностями концов надрессорной балки и фрикционными планками, укреплёнными на колонках боковой рамы тележки. Клинья опираются на двухрядные цилиндрические пружины.

Работа таких гасителей заключается в следующем. При вертикальных колебаниях надрессорной балки совместно с обрессоренными массами вагона фрикционные клинья перемещаются вниз и вверх относительно фрикционных планок. 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.

3.8 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. 2.11 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.

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.

Находим момент инерции массы кузова относительно поперечной горизонтальной оси, проходящей через его центр масс.

Находим вес брутто вагона, т:

,

где - грузоподъёмность вагона-аналога, = 72,1 т;

- тара вагона-аналога, = 23 т;

т.

Масса надрессорного строения вагона-аналога, т:

,

где - масса тележки вагона-аналога, = 4,9 т;

- масса надрессорной балки вагона-аналога, = 0,5 т;

т = 85200 кг.

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

,

где - половина длины кузова вагона-аналога, м:

,

где - длина кузова вагона, = 12,14 м;

м.

- момент инерции кузова вагона-аналога,

.

Частота собственных колебаний кузова в вертикальной продольной плоскости, :

для подпрыгивания

;

;

для галопирования

;

.

Определяем фазы прохождения колёсными парами вагона косинусои-

дальных 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 низшей 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 b - коэффициент осности тележки:

,

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 .

3.9 Анализ конструктивных особенностей тележки ЦНИИ-Х3-0

полувагон качение подшипник

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-Х3-0: ЦНИИ - прежнее название ВНИИЖТа, разработавшего конструкцию, Х - первая буква автора - Ханина, 3 - третий вариант, О - облегчённая по результатам исследований МИИТа), рассчитанная на конструкционную скорость движения 120 км/ч, состоит из двух колёсных пар с четырьмя буксовыми узлами, двух литых рам, надрессорной балки, двух комплектов центрального подвешивания с фрикционными гасителями колебаний и тормозной рычажной передачи.

Боковая рама 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, 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 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 - 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 с регулировочными прокладками. 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.

3.10 Расчёт элементов тележки 18-100

Расчётные нагрузки

Расчёт на прочность узлов и деталей тележки производится по критерию удовлетворения несущей способности всех её узлов и деталей, предназначенных для восприятия расчётных нагрузок. Расчёт производится по допускаемым напряжениям и деформациям, а также на сопротивление усталости. Величина и сочетание расчётных нагрузок при расчёте по I и III режимам загружения принимается по данным табл. 2.4.

Т а б л и ц а 2.4 Величина и сочетание нагрузок, принимаемых при расчётах тележек вагонов

Наименование расчётных нагрузок	Расчётные режимы
	I	III
Продольные нагрузки силы массы тележки	При ускорении тележки	При ускорении тележки
Вертикальные нагрузки: вертикальная статическая сила тяжести кузова брутто и соответствующих элементов тележки вертикальная динамическая нагрузка вертикальная динамическая добавка от продольной силы инерции кузова	В соответствии с нормами осевой нагрузки Не учитывается При силе удара в автосцепку 3,5 МН	В соответствии с нормами осевой нагрузки При , принимаемых по расчёту При силе удара в автосцепку 1,0 МН
Боковые нагрузки: рамная сила боковая нагрузка	Не учитывается Не учитывается	По расчёту По расчёту
Самоуравновешивающиеся нагрузки: вертикальные кососимметрические силы (для тележки с жёсткой на скручивание рамой)	Не учитывается	По расчёту

3.11 Расчёт на прочность рамы тележки

Расчётная схема (см. рис. 2.15) образована проведением стержней на нейтральных осях сечений. Стержневая система задаётся шестью сечениями, представленными последовательно, начиная с рис. 2.16 и кончая рис. 2.21.

На рис. 2.15 условно обозначены:

I - номер сечения;

1 - номер узла;

- номер элемента.

Расчётная схема

Рис. 2.15

Сечения

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

Определение вертикальной нагрузки при I режиме движения.

Исходные данные:

количество осей вагона ;

вес брутто вагона т;

масса колёсной пары РУ1Ш = 1,2 т.

масса тележки = 4,9 т;

количество тележек ;

база вагона м;

количество пружин .

Вычисление нагрузок.

Вес брутто (выраженный в единицах СИ), Н:

;

Н.

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

,

Н.

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

;

Н.

Вертикальная cтатическая нагрузка от кузова вагона брутто, Н:

,

где - количество боковых рам тележки вагона, = 4;

Н.

Вес кузова, Н:

;

Н.

Вертикальная динамическая добавка от продольной силы инерции кузова, возникающая при ударе в автосцепку, Н:

,

где - норма продольных усилий, принимаемая в расчётах по I режиму, = 3,5 МН = Н;

- высота центра тяжести вагона от оси автосцепки, = 1,45 м;

- количество боковых рам в одной тележке, = 2;

Н.

Вертикальная нагрузка на весь рессорный комплект, Н:

;

Н.

Вертикальная нагрузка на одну пружину, Н:

;

Н.

По расчётной схеме (см. рис. 2.15) принимаем

Н;

Н;

Н.

Примечание: последние значения, принятые по расчётной схеме предназначены для ввода в программу в комплексе ”Искра”.

Определение вертикальной нагрузки при III режиме движения.

Исходные данные:

вертикальная cтатическая нагрузка от кузова вагона брутто

Н;

коэффициент осности тележки b = 1;

конструктивная скорость км/ч = 33,33 м/с;

статический прогиб рессорного подвешивания под нагрузкой брутто

= 0,05 м;

количество пружин .

Вычисление нагрузок.

Коэффициент вертикальной динамики обрессореных частей тележки:

,

где - среднее вероятное значение коэффициента вертикальной динамики:

,

где a - коэффициент, принимаемый на основании обработки резуль-

татов теоретических и экспериментальных исследований,

a = 0,15 (для необрессоренных частей тележки);

;

- параметр распределения (уточняется по экспериментальным дан данным = 1,13 (для грузовых вагонов при существующих условиях эксплуатации);

- доверительная вероятность, = 0,97;

.

Максимальная вертикальная динамическая нагрузка от кузова, Н:

;

Н.

Центробежная сила, возникающая при движении вагона в кривой, Н:

,

где - относительное непогашенное ускорение, = 0,075;

Н.

Боковая нагрузка на элементы тележки, возникающая при движении вагона по кривым участкам пути, Н:

,

где - высота центра масс при действии центробежной силы, = 1,45 м;

m - число боковых рам с одной стороны вагона, m = 2;

2b - расстояние между точками приложения боковых сил дополнительного нагружения и разгружения рассчитываемой части вагона,

2b = 2,036 м;

Н.

Вертикальная нагрузка на весь рессорный комплект, Н:

;

Н.

Вертикальная нагрузка на одну пружину, Н:

;

Н.

По расчётной схеме (см. рис. 2.15) принимаем

Н;

Н;

Н.

для III режима необходимо в процессоре LOADBC указать для узлов 16, 15, 14 соответственно значения 4.9857E04; 9.9714E04; 2.4929E04;

Анализ полученных результатов Результаты расчёта по I и III режимам представлены соответственно в табл. 2.5 и табл. 2.6.

Т а б л и ц а 2.5

Номер элемента	Номера узлов	Нормальные напряжения	Касательные напряжения
		в начале стержня (0)	в середине стержня (0,5)	в конце стержня (1)	в начале стержня (0)	в середине стержня (0,5)	в конце стержня (1)
-	-
1	6-7	20	20	20	0	0	0
2	3-4	31	31	31	0	0	0
3	8-9	41	26	46	6	6	6
4	11-16	10	17	35	38	38	38
5	16-15	35	44	53	27	27	27
6	15-14	53	54	56	5	5	5
7	12-13	39	12	15	6	6	6
8	5-6	8	8	8	0	0	0
9	4-5	14	14	14	0	0	0
10	2-3	12	13	13	0	0	0
11	1-2	0	17	33	16	16	16
12	2-8	38	34	30	2	2	2
13	9-10	25	31	36	2	2	2
14	10-11	34	19	11	15	15	15
15	11-12	23	19	15	2	2	2
16	13-5	5	6	8	2	2	2

Т а б л и ц а 2.6

Номер элемента	Номера узлов	Нормальные напряжения	Касательные напряжения
		в начале стержня (0)	в середине стержня (0,5)	в конце стержня (1)	в начале стержня (0)	в середине стержня (0,5)	в конце стержня (1)
-	-
1	6-7	15	15	15	0	0	0
2	3-4	22	23	23	0	0	0
3	8-9	30	19	33	5	5	5
4	11-16	8	12	25	28	28	28
5	16-15	25	32	38	20	20	20
6	15-14	38	40	41	4	4	4
7	12-13	28	9	11	4	4	4
8	5-6	6	6	6	0	0	0
9	4-5	10	10	10	0	0	0
10	2-3	9	9	9	0	0	0
11	1-2	0	12	24	12	12	12
12	2-8	27	25	22	2	2	2
13	9-10	18	22	27	2	2	2
14	10-11	25	14	8	11	11	11
15	11-12	17	14	11	1	1	1
16	13-5	4	5	6	1	1	1

Выводы: условие прочности рамы тележки проектируемого вагона по результатам расчёта при осевой нагрузке т для I режима (см. табл. 2.5) и III режима (см. табл. 2.6) обеспечено, так как действительные напряжения меньше допускаемых.

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.

Список используемых источников

1 «Расчет вагонов на прочность». Под. Редакцией Шадура Л.А. М. Машиностроение. 1971.

2 В.В. Лукин, Л.А. Шадур, В.Н. Котуранов, А.А. Хохлов, П.С. Анисимов. «Конструирование и расчет вагонов». Москва 2000

3 ГОСТ 9238-83. Габариты приближения строений Подвижного состава железных дорог колеи 1520мм.

4 И.И. Челноков. А.А. Эстлинг. «Расчет рамы и кузовов вагонов». Учебное пособие для курсового проектирования.

5 А.А. Эстлинг «Расчет вагонных подшипников качения» Методические указания для курсового и дипломного проектирования ЛИИЖТ. 1984.

Размещено на Allbest.ru