Розрахунок напруги від навантаження рами візка електровоза

1. РОЗРАХУНКОВА СХЕМА РАМИ ВІЗКА

При розрахунку рама візка (рисунок 1) розглядається як просторова стрижнева система. Зразковий вид стрижневої системи показаний на рисунку 2. За початок координат прийнятий центр симетрії рами.

Рисунок 2 - Розрахункова стрижнева система рами візка

Стрижні 1, що позначають боковини (бічні балки) рами, збігаються з геометричними осями боковий, що проходять через центри ваги площ їх поперечних перерізів, проведених у площині УZ. Стрижні 2, що позначають кінцеві балки, збігаються з геометричними осями кінцевих балок, що проходять через центри ваги площ їх поперечних перерізів, проведених у площині ХZ. Стрижень З, що позначає шкворневий брус, збігається з геометричною віссю шкворневого бруса, що проходить через центр ваги площі його поперечного переріза, проведеного в площині ХZ. Для спрощення системи всі горизонтальні стрижні зведені в одну розрахункову площину, осі елементів прийняті прямолінійними без врахування зміни форми поперечних перерізів на окремих ділянках балок. Положення розрахункової площини приймається на висоті h_р= 1000 мм над рівнем голівок рейок. Стрижні 4 відповідають великим, а стрижні 5 - малим буксовим кронштейнам. Вони збігаються з вертикальними осями, що проходять через центри з'єднання кронштейнів з відповідними повідками букс.

Найменування елементів рами, їх номера на рисунку 2 і кількість на одній рамі приведені в таблиці 1.1

Таблиця 1.1 - Елементи рами візка

№ елемента	Найменування елемента	Кількість елементів
6	Кронштейн ресорного підвішування	8
7	Кронштейн люлечного підвішування	4
8	Кронштейн для підвіски тягового двигуна	4
9	Шкворневий вузол	1
1	Боковина	2
2	Кінцева балка	2
3	Шкворневий брус	1
4	Кронштейн буксовий великий	4
5	Кронштейн буксовий малий	4

Розрахункові розміри елементів визначають по наступних залежностях і записують у таблицю, східну з таблицею 1.2:

21 - розрахункова довжина боковини в метрах (далі всі лінійні розміри приведені в метрах) дорівнює відстані між центрами ваги поперечних перерізів кінцевих балок (рисунок 1),

21= 2а + 1,64 - 0,18 = 2а+1,46= 3,10+1,46=4,56 (м) (1.1)

де 2а + 1,64 - повна довжина рами візка (рисунок 1),

0,18 - ширина нижнього листа кінцевої балки (рисунок 1, переріз Б-Б);

2b - розрахункова довжина кінцевої і шкворневої балок дорівнює відстані між центрами ваги поперечних перерізів бічних балок (рисунок 1),

2b = 2,48 - 0,28 = 2,2, (1.2)

де 2,48 - ширина рами візка (рисунок 1),

0,28 - ширина нижнього листа боковини (рисунок 1, переріз А-А);

Xp1, Xр2 - відстані від осі Y до вертикальних осей, що проходять через центри кріплення ресорного підвішування до кронштейнів 6 (рисунок 2);

х_р1=а-0,7=1,625-0,7=0,925(м)

х_р2=а + 0,7=1,625+0,7=2,325(м) (1.3)

де 0,7 - половина відстані між осями ресорного підвішування, рівного 1,4 м (рисунок 1),

а- половина бази візка 2а ;

Xп1 , Xп2 - відстані від осі Y до вертикальних осей, що проходять через дентри кріплення буксових повідків до великих і малих буксових кронштейнів відповідно (рисунок 2),

Xп1=a-0,95/2=a-0,475=1,625-0,475=1,15 (м)

Xп2=a+0,95/2=a+0,475= 1,625+0,475=2,1 (м)

де 0,95 - відстань у метрах між крайніми осями ресорного підвішування (рисунок 1);

а - половина бази візка ;

х_к - відстань від осі Y до вертикальної осі, що проходить через центр кронштейна люлечного підвішування (рисунок 2),

х_к=1,18/2 = 0,59м, (1.5)

де 1,18м- відстань між осями люлечного підвішування (рисунок 1);

Zп1, Zп2 - відстані від розрахункової площини рами до осей вузлів з'єднання повідців букси з буксовими кронштейнами (рисунок 2):

Z_П1= 0,45-0,16+ 0,2 = 0,49 м, (1.6)

Z_П2 = 0,45-0,16 = 0,29м,

де 0,45 м - відстань від верхньої площини рами до осі з'єднання повідка букси з малим буксовим кронштейном;

0,16 м - відстань від верхньої площини рами до її розрахункової площини, що визначається як різниця між відстанню верхньої площини рами від рівня голівок рейок, рівною 1,16 м (рисунок 1), і відстанню між розрахунковою площиною від рівня голівок рейок, рівною 1,0 м;

0,2 м - відстань між осями з'єднань повідків букси з малим і великим буксовими кронштейнами (рисунок 1);

Z_Ш - відстань від розрахункової площини рами до центра шкворневого вузла (рисунок 2),

Z_Ш= 0,55-0,16 = 0,39м, (1.7)

де 0,55 м - відстань від верхньої площини рами до центра шкворневого вузла (рисунок 1),

0,16 м - відстань від верхньої площини рами до її розрахункової площини (вираз (1.6));

х_д - відстань від осі 2 до осі кронштейна підвіски тягового двигуна (рисунок 2),

х_д=a-L_д=а- 1,2=1,625-1,2=0,425(м) (1.8)

де L_д = 1,2 м - база тягового двигуна (відстань від осі колісної пари до осі кронштейна підвіски двигуна) (рисунок 1).

Отримані значення вище вказаних розмірів рами візка слід записати в таблицю типу таблиці 1.2.

Таблиця 1.2 - Розміри рами візка та її елементів.

1	2l	1.1	4,56
2	2b	1.2	2,2
3	Xр1	1.3	0,925
4	Хр2	1.3	2,325
5	Хп1	1.4	1,15
6	Хп2	1. 4	2,1
№ п/п	Позначення розміру	№ залежності	Розрахунковий розмір в метрах
7	Хк	1.5	0,59
8	Zп1	1.6	0,49
9	Zп2	1.6	0,29
10	ZШ	1.7	0,39
11	Хд	1.8	0,425

2. ХАРАКТЕРИСТИКИ НЕБЕЗПЕЧНОГО ПЕРЕРІЗУ

Як видно з креслення візка (рисунок 1), у розрахунковому перерізу боковини її вертикальні листи з'єднані зварюванням з циліндричним кінцем шкворневого бруса. Спрощений розрахунок міцності можна виконувати для перерізу, що складається тільки з основних елементів, а саме вертикальних і горизонтальних листів (рисунок 3).

Рисунок 3 - Поперечний переріз боковини рами візка

Розрахункові напруження при такому наближенні можуть виявитися завищеними, що враховується при остаточній оцінці міцності рами. Просторова система сил, що діють на раму візка при деяких режимах руху, зумовлює згин боковини в двох площинах, тому для розрахункового перерізу боковини необхідно визначити його геометричні характеристики щодо центральних горизонтальної і вертикальної осей. До геометричних характеристик перерізу відносяться статичний момент площі перерізу, координати центра ваги площі, момент інерції і момент опору перерізу при згинанні [5, розділ 2].

З рисунка 3 видно, що поперечний переріз несиметричний щодо якої-небудь горизонтальної осі і симетричний щодо вертикальної осі Z , тому остання називається центральної. Звідси випливає, що центр ваги перерізу лежить на осі Z, а його положення на цій осі треба знайти. Для визначення положення центра ваги слід провести допоміжну горизонтальну вісь Y' через центри ваги елементів 1 і 2 і визначити статичний момент 8_У> перерізу щодо цієї осі. Крапка перетинання допоміжної осі Y' з віссю Z на рисунку 3 позначена буквою С'. Розміри поперечного перерізу і результати розрахунків слід записувати в таблицю 2.1 у наступній послідовності:

1 - номер кожного елемента перерізу боковини (графа 1);

Таблиця 2.1 - Розрахунок моменту інерції перерізу відносно центральної горизонтальної осі Y.

№ елемента	aі	bі	Fі	z'і	SY',і	Zі	Z2і·Fі	JY0,і	JY,і
	См	См	См2	см	см3	см	см4	см4	см4
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
1	1,2	38	45,6	0	0	-4,59	960,7	5487,2	6447,9
2	1,2	38	45,6	0	0	-4,59	960,7	5487,2	6447,9
3	28	1	28	-19,5	-546	-24,09	16249,18	2,33	16251,51
4	28	1	28	19,5	546	14,91	6224,62	2,33	6226,95
5	23	1,8	41,4	20,9	865,26	16,31	11013,06	11,17	11024,23
У	81,4	79,8	188,6	20,9	865,26	-2,05	35408,26	10990,23	46398,49

2 - площі елементів перерізу Fі, що визначаються по залежності Fі, = аі * bі, і площа всього перерізу F, яка дорівнює сумі УFі, (графа 4);

3 - ординати Z'і центрів ваги елементів перерізу щодо допоміжної осі Y' (графа 5). З рисунку 3 випливає, що для елементів 1 і 2 Z'1= Z'2 = 0, тому що вісь Y' проведена через центри ваги цих елементів. Для елемента 3 ордината Z'3 дорівнює

Z'3= -0,5·(b1+b3)= -0,5·(38+1)=-19,5 (см) (2.1)

для елемента 4 ордината Z'4 дорівнює

Z'4 = 0,5b₂ + 0,5b₄= 0,5·38+0,5·1=19,5 (см) (2.2)

для елемента 5 ордината Z'5 дорівнює

Z'5=0,5b₂+b₄+0,5b₅= 0,5·38+1+ 0,5·1,8 =20,9 (см) (2.3)

4 - статичні моменти площ елементів перерізу Sy',і, (графа 6) щодо допоміжної осі Y', котрі визначаються за залежністю

Sy',і=Fі·Z'і, (2.4)

де і- статичний момент площі всього перерізу Sy', який дорівнює сумі УSy',і.

Sy'3 = F3 · Z'3 = 28 · (-19,5) = -546 см³

Sy'4 = F4 · Z'4 = 28 · 19,5 = 546 см³

Sy'5 = F5 · Z'5 = 41.4 · 20,9= 865,26 см³

Ордината центра ваги площі всього перерізу боковини визначається за залежністю

Zс = Sy'/F = УSy',і/Уfі= 865,26/188,6= 4,59 (см)

Значення Zс слід відкласти по осі Z нагору від точки С' і через отриману точку С провести горизонтальну центральну вісь Y.

Далі слід визначити геометричні характеристики перерізу щодо центральної осі Y у наступній послідовності:

5 - ординати Zі, центрів ваги елементів перерізу боковини (графа 7), що визначаються за залежністю

Zі = ±Z'і-Z_с; (2.6)

Z1 = Z'1-Z_с = 0 - 4,59 = -4,59 см

Z2 = Z'2-Z_с = 0 - 4,59 = -4,59 см

Z3 = - Z'3-Z_с = -19,5 - 4,59 = -24,09 см

Z4 = Z'4-Z_с = 19,5 - 4,59 = 14,91 см

Z5 = Z'5-Z_с = 20,9 - 4,59 = 16,31 см

6 - добуток ZІі * Fі, (графа 8) для кожного елемента перерізу і їхню суму

ZІ1 * F1 = -3,95І * 45,6 = 711,47 см⁴

ZІ2 * F2 = -3,95І * 45,6 = 711.47 см⁴

ZІ3 * F3 = -23,56І * 33,6 = 18650,47 см⁴

ZІ4 * F4 = 15,65І * 33,6 = 8229,396 см⁴

ZІ5 * F5= 17,05І * 36,8 = 10697,852 см⁴

7 - моменти інерції Jy ,і, елементів перерізу щодо власних центральних осей y ,і і їхню суму

Уjy0,і (графа 9). Момент інерції Jy ,і , визначається за залежністю

Jy0і =(aі·bіі)/12,

де аі, і bі, - горизонтальні і вертикальні розміри елементів перерізу (рисунки 3 і 4)

Jy01 = (1,2* 38і)/12 = 5487,2 см⁴

Jy02 = (1,2* 38і)/12 = 5487,2 см⁴

Jy03 = (28* 1,2і)/12 = 4,032 см⁴

Jy04 = (28* 1,2і)/12 = 4,032 см⁴

Jy05 = (23* 1, 6і)/12 = 7, 83 см⁴

8- моменти інерції JY,і, елементів перерізу щодо центральної осі Y перерізу боковини і їхню суму УJY,і, (графа 10). Момент інерції JY,і , елемента перерізу (рисунок 4) визначається за залежністю:

JY,і=Jy0,і +ZІі * Fі =10990,31+38984,82 = 49975,13 (см⁴) (2.8)

9 - момент інерції Jу усього перерізу щодо горизонтальної центральної осі Y визначається за залежністю

Jу =УJY,і=УJy0,і +УZІі * Fі, (2.9)

або за залежністю

Jу =УJY,і= 49975,13 (см⁴) (2.10)

Однакові значення моментів інерції перерізу боковини, які виконані по залежностях (2.9) і (2.10), свідчать про правильність проведених обчислень.

Далі визначаються геометричні характеристики перерізу щодо центральної осі Z. Оскільки центр ваги перерізу лежить на осі Z, абсциса центра ваги всього перерізу у_с = 0. Вихідні дані елементів поперечного перерізу і результати розрахунків слід записувати в таблицю 2.2.

Таблиця 2.2 - Розрахунок моменту інерції перерізу відносно центральної вертикальної осі Z

№ елемента	аі	Bі	Fі	Уі	YІі·Fі	Jz0,і	Jz,і
	см	См	см2	см	см4	см4	см4
1	2	3	4	5	6	7	8
1	1,2	38	45,6	-11,1	5618,4	5,47	5623,87
2	1,2	38	45,6	11,1	5618,4	5,47	5623,87
3	28	1	28	0	0	1829,3	1829,3
4	28	1	28	0	0	1829,3	1829,3
5	23	1,8	41,4	0	0	1825,05	1825,05
У	81,4	79,8	188,6	0	11236,8	5494,59	16731,39

Далі в таблицю 2.2 слід записати:

1 - абсциси Уі, центрів ваги елементів перерізу щодо осі 2 (графа 5). Абсциси Уі центрів ваги елементів 1 і 2 (рисунок 3) визначаються по залежностях

У1 = - 0,5а_вн- 0,5а1 = - 0,5·21 - 0,5а₁= -0,5·21-0,5·1,2= -11,1 (см) (2.11)

У2 =0,5а_вн+0,5а₂ = 0,5·21 + 0,5а₂= 0,5·21+0,5·1,2= 11,1 (см) (2.12)

Для інших елементів у3 = у4= у5=0;

2 - добуток YІі·Fі, для кожного елемента і їх суму УYІі·Fі, (графа 6);

3 - моменти інерції Jz0,і , кожного елемента щодо власної центральної осі Z0,і і їх суму УJ z0,і (графа 7). Момент інерції Jz0,і , визначається за залежністю

Jz0,і=(aіі·bі)/12, (2.13)

де аі, і bі - горизонтальний та вертикальний розміри елемента

Jz01=(1,2і·38)/12=5,47 см⁴

Jz02= (1,2і·38)/12=5,47 см⁴

Jz03=(28і·1)/12=1829,3 см⁴

Jz04=(28і·1)/12=1829,3 см⁴

Jz05=(23і·1,8)/12=1825,05 см⁴

4 - момент інерції Jz усього перерізу щодо вертикальної центральної осі Z (графа 8) визначається за залежностями

Jz =УJz0,і+УYІі·Fі=11236,8+5494,59 = 16731,39 см⁴ (2.14)

або Jz=УJz,і. (2.15)

Однакові значення моменту інерції перерізу боковини, які визначені за залежностями (2.14) і (2.15), свідчать про правильність проведених обчислень

При перевірці міцності рами нас цікавлять максимальні напруження від вертикальних і горизонтальних згинальних моментів у волокнах, найбільш віддалених від центральних осей перерізу, а саме в нижніх кутах елемента 3 у точках А і Б (рисунок 3). Осьовий момент опору у вертикальній площині (навколо горизонтальної осі Y) для волокон, що проходять через зазначені точки, визначають за залежністю.

Wу,_а=Wуь=Jу/Zmax =49975,13/24,59=2032,33 (смі) (2.16)

Де Zmax- відстань від точки А до горизонтальної центральної осі Y визначають за залежністю

Zmax = Zс+0,5b₂+b₃=4,59+0,5·38+1=24,59 (см) (2.17)

Осьовий момент опору в горизонтальній площині (відносно вертикальної центральної осі Z) для волокон, що проходять через ті ж точки, визначають за залежністю

Wz,_а=Wz,_Б=Jz/Ymax=16731,39/14=1195,1 (смі) (2.18)

Де Ymax- відстань від точки А (або В) до вертикальної осі Z визначають за залежністю

Ymax=0,5·а₃=0,5·28=14 (см) (2.19)

3. ВАГОВЕ НАВАНТАЖЕННЯ НА РАМУ ВІЗКА

Вагове (вертикальна) навантаження на раму візка складається з ваги кузова Р_к, що приходиться на один візок, і ваги рами візка Р_р.Вага кузова, що приходиться на один візок, визначається за формулою

Р_к= n·2П-Р_В =2·245-177,39=312,61 (kH) (3.1)

де n - число осей одного візка (для даного завдання n = 2), 2П - номінальне навантаження на вісь колісної пари ,Р_В- вага візка. 2П визначають шляхом ділення зчіпної ваги локомотива на число осей усіх візків. Добуток n·2П чисельно дорівнює вазі електровоза, що приходиться на один візок.

Вага двовісного візка з опорно-осьовим підвішуванням електродвигунів визначається за формулою

Р_В = Р_Р+2Рнп = 54,39+2·61,5 = 177,39 (kH) (3.2)

де Р_р- вага рами візка, що складається з власної ваги рами, а також ваги закріплених на ній частин систем і половини ваги двигунів; Р_нп - вага не підресорених частин візка, яка віднесена до однієї колісній осі. Вага рами візка

Р_Р=2Р₆+Р_Ш+2Р_К6= 2·20,33+9,81+2·1,96=54,39 (kH) (3.3)

де Р₆- вага однієї боковини, Р_ш - вага шкворневої балки, Р_к6- вага кінцевої балки.

Вага однієї боковини

Рб=q·2l=4,46·4,56=20,33 (kH) (3.4)

де q - інтенсивність рівномірно розподіленого підресореного навантаження, 21 - розрахункова довжина боковини в метрах . Інтенсивність рівномірно розподіленого навантаження q у кН/м визначається за умовною формулою

q = 2,2+0,012·F=2,2+0,012·188,6= 4,46 (kH/м) (3.5)

де F - площа розрахункового поперечного переріза боковини рами в см², яка визначена на попередньому кроці.

Вага шкворневої балки визначається за формулою

Р_Ш=q-2b=4,46·2,2=9,81 (kH) (3.6)

де 2b - розрахункова довжина шкворневої балки в метрах . Вага кінцевої балки визначається за формулою

Р_кб=0,2·q·2b=0,2·4,46·2,2=1,96 (kH) (3.7)

де 2b - розрахункова довжина кінцевої балки в метрах (розрахункова довжина кінцевої балки дорівнює розрахунковій довжині шкворневої балки).

Значення Рб (3.4), Р_ш (3.6) і Р_кб (3.7) підставляють у рівняння (3.3) і визначають вагу рами візка Р_р.

Вага не підресорених частин візка Р_ип, яка віднесена до однієї осі, визначається за умовною формулою

Рнп=Рк_П+2Р_б+ 2·Pрес/3+2·2Pкож/3+Pд/2= 38 +Pд/2=38+47/2=61,5(kH) (3.8)

де Ркп - вага колісної пари, Р₆- вага однієї букси, Р_рес і Pкож - ваги системи ресорного підвішування і кожухів зубчастої передачі відповідно, які віднесені до однієї осі, Р_д- вага одного тягового двигуна .

Отримані значення Р_р (3.3) і Р_нп (3.8) підставляють у рівняння (3.2) і визначають вагу візка Рв. Значення Р_в(3.2) і 2П підставляють у рівняння (3.1) і визначають вагу кузова Р_к.

Загальна вага підресореної частини електровоза Р_п, яка віднесена до одного візка, складається з ваги рами Р_р і ваги кузова Р_к

Р_п=Рр + Р_к=54,39+312,61 = 367 (kH) (3.9)

Це вагове навантаження передається на чотири ресорних підвіски, кожна з яких має по дві опори (рисунок 5). Таким чином, вагове навантаження на раму візка від підресореної частини електровоза Р_п врівноважуються восьма реакціями опор R_в (рисунок 4). Величина реакцій ресорних підвісок від вагового навантаження визначається в (кН) по залежності

R_в=Pп/8=367/8=45,87(kH) (3.10)

або з умови

R_в=(2П-Р_нп)/₄₌ (245-61,5)/4=45,87 (kH) (3.11)

Одержання однакових значень R_в по залежностях (3.10) і (3.11) буде свідчити про правильність проведених розрахунків. Результати обчислень по вищенаведених формулах треба записати в таблицю 3.1.

Таблиця 3.1 - Вагові навантаження на раму візка

№ п/п	Вид навантаження	Розрахункове значення		№ п/п	Вид навантаження	Розрахункове значення
1	q, кН/м	4,46		6	Рнп, КН	61,5
2	Р6, кН	20,33		7	Рв, кН	177,39
3	Рш, кН	9,81		8	Рк, КН	312,61
4	Ркб, кН	1,96		9	Рп, кН	367
5	Рр, кН	54,39		10	Rв, кН	45,87

4. НАПРУЖЕННЯ В НЕБЕЗПЕЧНОМУ ПЕРЕРІЗІ РАМИ ВІЗКА ВІД ВАГОВОГО НАВАНТАЖЕННЯ

Рама візка являє собою просторову статично невизначену систему з двома замкнутими контурами, кожний з яких утворений шкворневим брусом, половинами боковий і кінцевою балкою. Розрахунок статично невизначеної системи звичайно виробляється методом сил, що полягає в перетворенні системи в статично визначну за допомогою розрізування «зайвих» стрижнів. При цьому в місцях розрізів повинні бути прикладені невідомі зусилля і моменти. Оскільки ступінь статичної невизначеності дорівнює в даному випадку 12, у місцях розрізів з'являється дванадцять невідомих силових факторів. Умовою рішення такої системи є рівність нулю взаємних переміщень кінців розрізаних стрижнів під дією невідомих силових факторів. Після цього складається система канонічних рівнянь відповідно числу невідомих. Рішення системи дає значення силових факторів у розрізах. Подальший розрахунок такої стрижневої системи складається у визначенні згинаючих моментів і моментів, що крутять, і сил, що перерізують, у розрізах стрижнів при окремих видах навантажування, після чого розраховуються напруження в небезпечних перерізах [3], [5, розділ 14]].

У курсовому проектуванні можна розглядати раму як статично визначену систему, якщо зневажити впливом жорсткості кінцевих балок. У цьому випадку замкнуті контури відсутні і розрахунок на міцність після визначення системи зовнішніх сил виробляється окремо для чверті рами, тому що розрахункова схема симетрична, і відкинуту частину рами можна замінити защемленням. При такій розрахунковій схемі максимальний згинальний момент буде діяти в защемленні боковини. Саме цей переріз у середній частині боковини по осі шкворневого бруса є небезпечним і підлягає перевірці на міцність. Повна симетрія рами і її навантаження щодо подовжньої х і поперечної у осей дозволяє, як було вище зазначене, розраховувати 1/4 частина рами. При цьому розрахункова схема приводиться до плоского згинання консольної балки, яка жорстко затиснута з одного кінця (рисунок 6).

Рисунок 6 - Схема вагового навантаження боковини рами візка

На консоль діють наступні навантаження: рівномірно розподілене навантаження q·l, чверть ваги кузова 0,25Р_К , половина ваги кінцевої балки 0,5Р_кб , дві реакції опор R_в.

Розрахунковий згинальний момент у затисненні кінця балки в кН·м визначається по залежності

М_ув =R_в·(Хр1 + Хр2) - 0,5 q·l² - 0,2 q·l·b - 0,25 Рк·Хк= 45,87·(0,925+2,325)-0,5·4,46·5,19-0,2·4,46·2,28·1,1-0,25·312,61·0,59=89,15 (kH·м) (4.1)

Максимальні напруження в точках А і Б (рисунок 3) у МПа розраховуються за формулою

у_в1=M_ув(кН·м)/Wу1(смі)=10і·M_ув/Wу1(МПа) =89,15/2032,33= 0,043·10і (МПа)

5. ДОПУСТИМА ШВИДКІСТЬ РУХУ ЛОКОМОТИВА В КРИВІЙ

Швидкість руху локомотива в кривій, на відміну від руху по прямій, обмежується через зростаючі бічні тиски від коліс на рейки і через неприємні відчуття людини (дискомфорту) при дії поперечних прискорень .

Для визначення сил, що діють на екіпаж у залежності від швидкості руху в кривій, виконують так зване динамічне уписування екіпажа в криву, що передбачає визначення положення візка в кривій і діючих на раму візка сил у залежності від швидкості руху. Для проведення необхідних розрахунків приймають наступні допущення. Швидкість руху V у кривій вважається постійною, навантаження від коліс на рейки для всіх коліс візка вважаються однаковими, бандажі поза гребенем - циліндричними, крива - ідеальною круговою. Усі колісні пари (осі) закріплені в рамі візка жорстко, тобто не можуть переміщатися друг щодо друга ні в подовжньому, ні в поперечному напрямку. Сили тяги і гальмування відсутні.

При проходженні кривої зовнішня рейка завжди натискає на похилу поверхню гребеня першого по ходу колеса. Горизонтальна складова Y1 цього тиску зветься направляючим зусиллям, під дією якого візок повертається в площині кривої. Тому рух рами візка з постійною швидкістю V по кривій з радіусом с можна розглядати як її обертання навколо центра кривої при збереженні положення на осі рами точки перетину перпендикуляра, опущеного з центра кривої на подовжню вісь рами. Ця крапка називається полюсом обертання, або миттєвим центром обертання. Таке переміщення рами візка можна розкласти на поступальне з тією же швидкістю V по напрямку подовжньої осі рами і обертальне з кутовою швидкістю щ = V / с щодо полюса обертання. Якщо перший вид руху відбувається при катанні колеса по рейці, що не викликає помітного опору руху, то останній вид руху відбувається при ковзанні колеса по рейці, що викликає появу сил тертя ковзання, що перешкоджають обертанню Сили тертя в точках контакту колеса з рейкою визначаються як сили сухого тертя при постійному коефіцієнті тертя f . Вони приймаються постійними при русі в кривій.

Очевидно, що найбільший бічний тиск буде від зовнішньої рейки на перше по ходу колесо (направляюче зусилля). Надмірне збільшення бічного тиску при збільшенні швидкості може мати своїм наслідком порушення стійкості рейко-шпальної решітки шляху або неприпустиме віджимання рейки, викочування гребеня колеса на рейку. Безпека руху забезпечується, якщо направляюче зусилля Y1 ? 90 кН

На рисунках жирними лініями показані дві бічних балки (горизонтальні лінії, відстань між якими дорівнює 2b), і з'єднуюча їх шкворнева балка (вертикальна лінія, яка збігається з віссю у). Тонкими горизонтальними лініями показані рейкові нитки із шириною колісної колії 2s і базовою відстанню між колісними парами 2а.

На рисунках прийняті наступні позначення:

ї - полюс обертання візка (точка перетинання перпендикуляра, який опущений з центра кривої шляху на поздовжню вісь візка);

х_с - відстань полюса обертання візка від осі у, проведеної через геометричний центр рами візка (полюсна відстань);

х1, х2 -- відстані від полюса обертання візка до осі першої колісної пари й до осі другої колісної пари відповідно;

1, 2, 3,4 - точки дотику коліс з рейками;

а1- кут між поздовжньою віссю рами х і променем d1, що з'єднує полюс обертання ї із точкою 1 (точка дотику переднього колеса з рейкою);

а2 - кут між поздовжньою віссю рами х і променем d3, що з'єднує полюс обертання ї із точкою 3 (точка дотику заднього колеса з рейкою) Ці кути вважаються додатними, якщо вони виміряється від поздовжньої осі проти обертання годинної стрілки. Кут а1 завжди додатний. Кут а2 вважається від'ємним, якщо він виміряється від поздовжньої осі по годинній стрілці (рисунок 8);

Y1 і Y2 - направляючі зусилля, з якими зовнішня рейка тисне на гребінь колеса першої і другої колісної пари відповідно;

С - відцентрова сила, що прикладена до центра маси електровоза, що приходиться на один візок, і діє убік зовнішньої рейки уздовж осі у;

Рі - сили тертя між колесом і рейкою, що виникають у результаті примусового обертання візка і спрямовані перпендикулярно до радіусів d1 і d2 (див. рисунки 7 і 8).

На рисунках 7 і 8 положення осі х збігається з поздовжньою віссю рами візка, а її напрямок відповідає напрямкові руху електровоза. Положення осі у збігається з віссю шкворневого бруса рами візка, а її напрямок протилежний напрямкові відцентрової сили С, тобто ця вісь спрямована до центра кривої шляху.

Очевидно, що найбільшим направляючим зусиллям є Y1 причому ця сила буде тим більше, чим більше швидкість руху локомотива. Сила Y1 при будь-якій швидкості руху додатна, тобто спрямована від зовнішньої рейки до внутрішньої (по напрямку осі у). Бічний тиск Y2 від зовнішньої рейки на заднє по ходу колесо по величині і напрямку залежить від швидкості руху локомотива. При дуже великих швидкостях, коли гребінь заднього колеса притиснутий до зовнішньої рейки, сила Y2 додатна (хордова установка візка в кривій). При дуже малих швидкостях гребінь заднього колеса може бути притиснутий до внутрішньої рейки (установка найбільшого перекосу). У цьому випадку сила Y2 буде мати від'ємне значення, тобто буде спрямовано від внутрішньої рейки до зовнішньої. У проміжку між цими швидкостями гребені задніх коліс не торкаються рейок і тому сила Y2 дорівнює нулю (вільна установка). У дійсному курсовому проекті можна не враховувати в розрахунках силу Y2.

Прийнято, що відцентрові сили розподілені по всій масі екіпажа, що рухається. Для розрахунку розподілені відцентрові сили приводяться до їхній рівнодіючої, прикладеної в центрі мас тіла, що рухається. Оскільки центр маси електровоза, що приходиться на один візок, розташований симетрично щодо колісних пар, те відцентрова сила С збігається з віссю ординат у і має зворотний напрямок.

Під дією направляючої сили і відцентрової сили рама візка повертається щодо полюса обертання ї, а сили тертя Рі, між колесами і рейками перешкоджають цьому повороту. Сили тертя P1, P2 і P3, P4 завжди перпендикулярні радіусам d1 і d2 відповідно і спрямовані убік, протилежний обертанню. Сила тертя ковзання колеса по рейці залежить від сили нормального тиску колеса на рейки П і від коефіцієнта тертя f. Сила нормального тиску дорівнює половині навантаження на вісь 2П а f = 0,25. Оскільки навантаження на вісь і коефіцієнт тертя f є постійними для всіх осей, то всі чотири сили тертя рівні між собою, тобто

Р1 = P2=P3=P4=Р = f·П = 0,25· 122,5= 30,62 (kH), (5.1)

де П - навантаження на одне колесо.

Для визначення сил С і Y1 необхідно розглянути систему рівнянь рівноваги моментів і сил, що діють на візок при її русі в кривій з постійною швидкістю. Рівняння рівноваги всіх моментів і проекцій сил запишемо за даними рисунка 7, де кути а1 і а2 менші за 90° і виміряються в одному напрямку від осі абсцис:

Y1·х1-С·х_с-2Р·d₁-2Р·d₂=0, (5.2)

Y1-С-2Р·Соsа₁-2Р·Соsа₂ = 0. (5.3)

З рисунків 7 і 8 випливає, що

d1=v(xІ+s² ) (5.4)

d2=v(хІ₂ +sІ) (5.5)

Cosa1=x1/d1 (5.6)

Соsа₂=х₂/d2 (5.7)

x1=х_с+a (5.8)

х₂=х_с-а (5.9)

З урахуванням залежностей (5.1), (5.4) - (5.7) перетворимо рівняння (5.2) і (5.3):

Y1·x1-C·х_с-f·2П·(d1 + d2) = 0; (5.10)

Y1-C-f·2П·(x1/d1 + x2/d2) = 0; (5.11)

У вираженні (5.9) при Хc < а шукана величина х₂ буде від'ємною, тобто зі знаком - . Цей знак повинний бути врахований у подальших обчисленнях. У рівняннях (5.2) і (5.3) три невідомих величини Y1, С і х_с , що залежать від швидкості руху локомотива. Для зменшення числа невідомих запишемо рівняння (5.2) і (5.3) відносно С.

C=Y1-f·2П ·(x1/d1 + x2/d2) (5.12)

C=Y1·x1/х_с -f·2П ·(d1+d2)/х_с , (5.13)

Оскільки праві частини цих рівнянь рівні між собою, то їх можна записати у вигляді одного рівняння, у якому немає величини С. Після простих перетворень таке рівняння можна записати у вигляді

Y1=(f·2П)/a ·[(d1+d2)-х_с· (x1/d1 + x2/d2)]. (5.14)

Позначимо:

х_с· (x1/d1 + x2/d2)=А₁ (5.15)

[(d1+d2)-х_с·(x1/d1 + x2/d2)]=(d1+d2)-А₁₌А₂ (5.16)

Підставимо цей вираз в рівняння (5.14). Тоді

Y1=(f·2П)/a · А₂

Етапи розрахунків направляючого зусилля Y1 у залежності від полюсної відстані х_с зручно представити у вигляді таблиці 5.1. Перші обчислення зусилля Y1 можна виконувати при х_с1 = 0,5 та х_с2= 1,0. Далі збільшувати значення х_с рекомендується з кроком 0,25 м доти, поки значення Y1 досягне приблизно 70 -75 кН.

Таблиця 5.1 - Визначення направляючого зусилля V, при заданому х_с

№ пп.	Розрахункова величина	Полюсна відстань хс, м
1	2	3	4	5	6	7	8
1	Хс	0,5	1,0	1,25	1,5	1,75	1,65
2	X1 = хс+а	2,12	2, 62	2,87	3,12	3,37	3,27
3	d1 =v(xІ1+sІ)	2,26	2,73	2,97	3,22	3,46	3,36
4	Соsа1=x1/d1	0,94	0,96	0,96	0,97	0,97	0,97
5	х2 = хс-а	-1,12	-0,62	-0,37	-0,12	0,13	0,03
6	d2=v(хІ2+sІ)	1,37	1	0,88	0,8	0,8	0,8
7	Сosa2=x2/d2	-0,81	-0,62	-0,42	-0,15	0,16	0,03
8	УCosаі=x1/d1 + x2/d2	0,13	0,34	0,54	0,82	1,13	1
9	хс· (x1/d1 + x2/d2)=А1	0,06	0,34	0,67	1,23	1,97	1,65
10	d1+d2	3,63	3,73	3,85	4,02	4,26	4,16
11	(d1+d2)-А1 = А2	3,57	3,39	3,18	2,79	2,29	2,51
12	Y1=А2 · ((f·2П)/a )	134,9	128,1	119,85	105,48	86,58	94,9

Безпека руху і стійкість рейко-шпальної решітки шляху забезпечуються, якщо направляюче

зусилля Y1 не перевищує 90 кН. Для цього допустимого зусилля за графіком Y1 - х_с (рисунок 9) визначається відповідна полюсна відстань х_сд, значення якої записується в новий стовпець таблиці 5.1

Cд=Y1д-f·2П ·(x1/d1 + x2/d2)= 94,9-0,25·245·1=33,65

При русі зі швидкістю V у кривій з радіусом р екіпаж зазнає доцентрове прискорення

a=VІ/с [кмІ/(гІ·м)] = VІ/с [м/сІ] , (5.18)

де V має розмірність км/г. У цьому випадку на екіпаж діє відцентрова сила С, яка рівна добутку маси екіпажа (електровоза) m_ев на це прискорення. Зв'язок між швидкістю руху в кривій і відцентрової силі встановлюється залежністю

C= m_ев ·a =Q_ев /g · VІ/(с·3,6І)=(2·2П)/(g·с·3,6І) · VІ (5.19)

при відсутності підвищення зовнішньої рейки і

C= m_ев·j =Q_ев /g·(VІ/(с·3,6І)-(h·g)/(2s))=(2·2П)/g · (VІ/(с·3,6І) - (h·g)/(2s) (5.20)

при підвищенні зовнішньої рейки h.

У цих рівняннях:

m_ев- маса електровоза, що приходиться на один візок, т;

а - доцентрове прискорення, м/с²;

g = 9,8 1 - прискорення вільного падіння тіла на середній паралелі України, м/с²;

Q_ев= 2·2П- вага електровоза, що приходиться на один двовісний візок, кН;

2П - навантаження на вісь, кН.

j - непогашене прискорення, м/с², яке дорівнює різниці в дужках формули (5.20)

Із формул (5.19) і (5.20) випливає, що допустима швидкість при русі електровоза в кривій без підвищення зовнішньої рейки визначається за залежністю

Vд=7, 97·vКд= 44,3 (км/г) (5.21)

Де Кд=(с·Cд)/(2П)= (225 · 33,65)/245=30,9 (5.22)

а з підвищенням зовнішньої рейки - за залежністю

Vдп=7, 97·vКдп= 68.13 (км/г) (5.23)

Де Кдп=с·(Cд)/(2П) + h/s) =225· (33,65/245+0,15/0,8)=73,09 (5.24)

У формулах (5.21) і (5.23) величини к_д і к_дп виміряються в "м", а швидкості V_д і V_дп виміряються в "км/г".

Отримані значення швидкостей, що допускаються, забезпечують безпеку руху екіпажа в кривій.

Швидкості руху екіпажа в кривій обмежуються не тільки за умовою безпеки руху, але і за умовою комфорту для людини. На підставі численних досліджень установлено, що при проходженні кривих відцентрове прискорення в межах 0,4- 0,8 м/с² включно переноситься людиною задовільно, а при 1 м/с² переноситься задовільно тільки при нетривалому і небагаторазовому впливі. На залізницях нашої країни швидкість руху за умовами комфортної їзди обмежується допустимим прискоренням а_д = j_д = 0,7 м/с² .

Допустима швидкість екіпажа за умовами комфортної їзди при русі в кривій без підвищення зовнішньої рейки визначається за залежністю

V_д=3,6·v( а_д·с) = 3,6· v(0,7·225)=45,17(км/г) (5.25)

отриманої з формули (5.18). Допустима швидкість екіпажа за умовами комфортної їзди при русі в кривій з підвищенням зовнішньої рейки визначається за залежністю

V_дп=3,6·v(с·(j_д +(h·g)/(2s)) = 3,6· v(225(0,7+(0,15·9,81)/1,6)= 68,7 (км/г) (5.26)

де ,j_д= 0,7 м/с², V у км/г, g= 9,81 м/с², h і s у м.

Формула (5.26) отримана з вираження, що знаходиться в дужках формули

(5.20), тобто (5.27)

j=VІ/(с·3,6І)-(h·g)/(2s)

У якості розрахункових допустимих швидкостей при русі в кривих без узвишшя і з узвишшям зовнішньої рейки вибираються найменші швидкості відповідно.

Вихідні дані:

База візка 2а= 3.25 м

Навантаження на вісь колісної пари 2П= 245 кН

Тип і вага тягового двигуна Р_д = 47 кН

Товщина листів боковини (бічної балки) рами :

стінки a1 = a2= 12 мм = 0,012 м

полки b3 = b4= 10мм =0,01 м

накладки b5= 18 мм =0,018 м

Жорсткість: листової ресори ж_р=1700 кН/м;

пружини ж_пр=2500 кН/м.

Радіус кривій с= 225м

Підвищення зовнішньої рейкової нитки в кривій h= 150 мм =0,15 м

Імовірності середньоінтервальних швидкостей рі, .. , р=40-60

Тип двигуна : ТЛ-2К-47 кН (електровоз ВЛ10)

6. СИЛИ, ЩО ДІЮТЬ НА РАМУ ВІЗКА ПРИ РУСІ В КРИВІЙ

Повна система сил, що діють на раму візка при русі в кривій, складається з двох незалежних підсистем, одна з яких виникає під дією відцентрової сили, а інша - під дією сил тертя при проковзуванні бандажів щодо рейок .

а) Навантаження, що виникають під дією відцентрової сили.

Відцентрові сили підресореної частини екіпажа, що приходиться на один візок, розподілені по всій її масі. Ці сили приводяться до їхньої рівнодіючої С_п, що прикладена в центрі ваги підресорених мас (точка А) і діє в площині YZ (рис. 10).

Рисунок 10 - Схема навантажування рами силами, що виникають при русі в кривій

На цьому рисунку показана розрахункова стрижнева система рами візка, аналогічна системі, приведеної на (рис.11),а також зовнішні сили і реакції опор, які викликані ними. Точка Б відповідає центру кульової опори шкворневого бруса. Напрямок руху локомотива в кривій показано стрілкою V.

При русі електровоза з допустимою швидкістю V_Д у кривій без підвищення зовнішньої рейки на підресорену масу діє допустима відцентрова сила Спд, що визначається залежністю

(6.1)

При русі електровоза в кривій радіусом 275 м з підвищенням зовнішньої рейки h=0,15 з допустимою швидкістю V_К=68,13 км/г у кривій зовнішньої рейки на підресорену масу діє допустима відцентрова сила Спд, що визначається залежністю:

де V_дп - допустима швидкість при русі електровоза у кривій з підвищенням зовнішньої рейки. В цих формулах Р_нп - вага непідресорених мас візка.

Для розрахунку реакцій опор від відцентрової сили підресорених мас С_п розглянемо схему її прикладення, приведену на (рис.11).Очевидно, що сила С_п буде не тільки зсувати підресорену масу локомотива в горизонтальній площині, але і перекидати її щодо точки Б. Центр підресорених мас А розташований вище точки Б, яка відповідає середині відстані між точками кріплення повідців до корпуса букси і центру кульової опори шкворневого бруса. Можна прийняти, що точка Б приблизно збігається також і з рівнем осей колісних пар. Якщо відцентрова сила буде прикладена в цій точці, то вона викликає тільки горизонтальні реакції опор, а моменту, що перекидає раму візка, не буде. Тому для визначення перекидного моменту М_п сила С_п перенесена в точку Б і позначена С'_п. Задано, що відстані від рівня голівок рейок до точки прикладення відцентрової сили h_c=2,2 м , а до розрахункової площини рами h_p=1м . Відстань від точки прикладення відцентрової сили С_п до точки Б позначена h_п . Точки А і Б на цьому рисунку відповідають таким же точкам на рис. 10. У точці Б діє момент М_п що прагне повернути раму візка щодо осі х і дорівнює

М_п = С_{п •} h_п =1.59 . 33.65=53.5 (6.3)

З (рис.11) видно, що плече відцентрової сили h_п можна визначити за залежністю

h_П=h_С-h_Р+Z_Ш (6.4)

де h_с= 2,2 м , h_р= 1,0 м , Z_Ш- відстань від розрахункової площини рами до середини кульової опори, тобто до точки Б, що визначається за залежністю або за залежністю

Z_Ш= (6.5)

де = 0,49 м і = 0,29 м, які визначені за залежностями. Тоді

Z_Ш =(м)

що відповідає результату, отриманому за залежністю. Отримані результати підставляються в залежність (6.3).

h_п = 2,2-1,0+ 0,39= 1,59 м.

Під дією моменту М_п боковина, яка розташована з боку зовнішньої рейки кривій, виявляється перевантаженою на величину 4R_c , а друга боковина буде розвантаженою на ту ж величину. Тут R_с - реакція однієї опори рами на ресорну систему, яка викликана відцентровою силою. Схема дії цих сил показана на рис. І . Для визначення R_с досить скласти рівняння рівноваги моментів щодо осі X:

(6.6)

де 2b = 2,2 м -- розрахункова довжина поперечних стрижнів рами .

З цього рівняння визначається шукана сила у кН:

= (6.7)

Горизонтальні реакції Н_с буксових кронштейнів рами від відцентрової сили С'_п (рис.10). приймаються рівними між собою і визначаються вираженням

H_C= (6.8)

де цифра 8 відповідає: числу точок кріплення повідків букс до буксових кронштейнів рами. Значення М_п , R_c і Н_c , варто визначати для допустимої відцентрової сили С_пд , що є однаковою при русі в кривій як без підвищення, так і з підвищенням зовнішньої рейки.

б) Рамні сили, що виникають унаслідок проковзування бандажів щодо рейок.

При проходженні кривої направляюче колесо торкається рейки не тільки поверхнею кочення, але і гребенем. У результаті такого торкання рейка натискає на гребінь направляючого колеса, бічна складова якого називається направляючим зусиллям. Під дією направляючого зусилля vi і відцентрової сили С відбувається примусовий поворот колісних пар щодо полюса обертання візка П, що викликає рамні сили, а саме сили, що діють на раму візка через буксові кронштейни. З метою їхнього визначення розглянемо положення вічка в кривій (рис.12). Як видно з рисунка, на передню вісь діють у горизонтальній площині дві сили тертя Р₁ і Р₂, прикладені в точках 1 i 2 торкання колеса з рейкою відповідно, а на задню вісь - дві сили тертя Р₃ і Р₄,прикладені в точках 3 і 4 торкання колеса з рейкою. Всі сіли Р_i,однакові і рівні добуткові f·П(фор-лa 5.1). Проекції сил Р₁ і Р₂ на вісь X (поздовжні сили Р₁п P_2П) рівні один одному, але спрямовані в протилежні сторони, їхні абсолютні значення визначаються за залежністю

(6.9)

Ці сили викликають момент , , що діє на передню колісну пару і дорівнює

(6.10)

Проекції сил іна вісь X (поздовжні сіли і) також рівні один одному і спрямовані в протилежні сторони, їхні абсолютні значення визначаються за залежністю



Рисунок 12 - Схема навантажування рами візка при русі в кривій

(611)

Ці сили викликають момент М'₂, що діє на задню колісну пару і дорівнює

(6.12)

Моменти М'₁ і М'₂ спрямовані завжди в одну сторону незалежно від положення полюса обертання візка Щ і намагаються повернути колісні пари проти годинникової стрілки, як це показано на рис. 12. Ці моменти викликають відповідні їм сили N_рі і N_р2, що прикладені до буксових кронштейнів рами візка . Сили N_р1 і N_р2 викликають відповідно моменти

(6.13)

(6.14)

Значення сил N_р1 і N_р2 можна визначити за рівністю моментів М'₁= М''₁, що прикладені до передньої колісної пари, а також за рівністю моментів М'₂=М"₂, що прикладені до задньої колісної пари.

Після підстановок (6.10) в (6.13) і (6.12) в (6.14) рівності (6.13) і (6.14) набувають вигляду

(6.15)

(6.16)

З цих рівнянь можна визначити N_р1 і N_р2

(6.17)

(6.18)

Значення d₁ і d₂ варто взяти з табл. 5.1 при полюсної відстані х_с, що відповідає допустимому зусиллюY₁. В цих формулах П - номінальне навантаження на колесо, s = 0,8 м - половина розрахункової відстані між кругами катання коліс, 2b = 2,2 м - розрахункова довжина кінцевої балки, або, що теж саме, відстань між поздовжніми осями боковин.

Як видно з рис.10,поздовжні зусилля N_рі прагнуть повернути раму в горизонтальній площині проти годинникової стрілки. Цьому поворотові перешкоджають букси, закріплені на шейках осей колісних пар. У результаті виникають поперечні горизонтальні реакції Н_р, прикладені до буксових кронштейнів так, як показано на рисунку10.Величина цих реакцій розраховується з умови рівноваги рами, що виражається рівнянням

яке після очевидних скорочень набуває вигляду

(6.19)

звідки визначається шукана реакція Н_р у кН за залежністю

(6.20)

7. НАПРУЖЕННЯ В НЕБЕЗПЕЧНОМУ ПЕРЕРІЗІ РАМИ ПРИ РУСІ В КРИВІЙ

Для розрахунку напружень у рамі візка від сил, що виникають при русі в кривій, використовується та ж частина рами, що була використана при визначенні напружень від вагового навантаження (рис. 6, ). Схема навантаження боковини рами візка при русі в кривій приведена на рис.13.

Рисунок 13 - Схема навантаження боковини рами при русі в кривій

Система сил R_c і N_р1 створює в затисненні консолі згинальний момент М_у, що діє у вертикальній площині щодо осі у, а система сил Н_с і Н_р створює в затисненні консолі згинальний момент М_z, що діє в горизонтальній площині щодо осі z. Для визначення напруження у розрахунковому перетині боковини рами необхідно скласти рівняння згинальних моментів М_у і М_z, що діють у площинах

x-z і x-y. (7.1)

(7.2)

Напруження в особливо небезпечних точках А і Б (рис.З,) при згинанні у вертикальній площині (щодо осі у) визначаються за залежністю

(7.3)

а в горизонтальній площині (щодо осі z) - за залежністю

(7.4)

Сумарне напруження визначається за залежністю

(7.5)

Стиск боковими силами Nр і кручення силами Н_с і Н_р не враховується внаслідок малої кількості визваних ними напружень, що не мають істотного значення при орієнтовному розрахунку на міцність.

Таблиця 7.1 - Напруження в розрахункових точках А або Б при русі локомотива в кривій

№ з.п.	Вид напруження	Позначення	Величинa напруження. МПа
1	Напруження при згинанні щодо осі у		9,73
2	Напруження при згинанні щодо осі z		24.09
3	Сумарне напруження		33.82

8. СИЛИ, ЩО ДІЮТЬ НА РАМУ ВІЗКА ПРИ РОБОТІ ДВИГУНІВ У ТЯГОВОМУ РЕЖИМІ

Візок являє собою складну механічну систему, основними елементами якої є рама, колісні пари, тягові двигуни, редуктори і підвіска. У режимі тяги між елементами системи виникають внутрішні взаємодії, що викликають додаткові напруження. У проекті розраховується рама візка, тому тут розглядається тільки система сил, прикладених до рами.

На раму діють, по-перше, вертикальні сили тиску двигунів і, по-друге, горизонтальні сили тяги двигунів, що передаються від колісних пар і букс через буксові повідки. Сила тяги двох двигунів через центральну опору шкворневого бруса передається на раму кузова і далі на автозчеп. Розглянемо ці сили окремо.

а) Вертикальні сили тиску електродвигунів.

При опорно-осьовому підвішуванні двигуна він одним кінцем опирається на вісь колісної пари, а іншим - на шкворневий брус (рис.1,).Схема розташування двигуна щодо першої колісної пари (вважаючи по напрямку руху) приведена на рис.14,де вісь х лежить у площині рівня голівок рейок, а вісь 2 проходить через центр кульової опори шкворневого бруса.

Двигун Колесо

Рисунок 14 - Сили, що розвиваються електродвигуном у тяговому режимі

Тут Д_б=1,25(м) - розрахунковий діаметр колеса по кругу катання, г - радіус ділильної окружності шестірні колісної пари, а - половина бази візка, L_Д = 1,2(м), - відстань від осі колісної пари до осі шарніра підвіски двигуна (база двигуна), що визначається за кресленням візка (рис.1,).При розташуванні двигуна за першою колісною парою на шестірню осі колісної пари передається сила Р_ш, що спрямована нагору і створює момент .Цей момент обертає колісну пару за годинниковою стрілкою, що викликає силу тяги Р_л. Приймаємо, що до кожного ободу колеса прикладена сила 0,5Р_Д у вигляді реакції рейки. Очевидно, що для колісної пари повинна зберігатися умова рівноваги .З цієї умови випливає, що