3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЁТ СИСТЕМЫ РЕССОРНОГО ПОДВЕШИВАНИЯ ЭЛЕКТРОВОЗА

3.1 Определение минимально допустимой величины статического прогиба системы рессорного подвешивания и распределение его между ступенями

Минимально допустимую величину статического прогиба  принимаем по [2 стр. 25], для пассажирского электровоза при Vк=175 км/ч, . Принятую величину  необходимо распределить между центральным и буксовым подвешиванием. По рекомендации [2 стр. 25] минимально допустимая величина статического прогиба буксового подвешивания , а минимально допустимая величина статического прогиба центрального подвешивания .

3.2 Выбор конструкции центрального рессорного подвешивания

По [ 2, прил. 1] принимаем электровоз-аналог ЧС8, нагрузка на опору кузова 84 кН и .

 (3.1)

где P2 - статическая нагрузка на опору кузова проектируемого электровоза.

 (3.2)

Полученная величина статического прогиба центрального подвешивания ≥  тогда условие выполняется

3.3 Проектирование и расчёт буксового рессорного подвешивания пассажирских электровозов

При опорно-рамном подвешивании тягового двигателя и тяговом приводе II класса неподрессоренная масса, приходящаяся на одну ось, состоит из массы колёсной пары и букс, массы зубчатого колеса с опорными подшипниками и части массы корпуса редуктора с шестерней:

Mн=Mкп+2·Mбукс+4/5·Mтр+2/5·Mпм (3.3)

Mн=2.5+4/5·0.9+2/5·0.05=3.24 т

Величина нагрузки на пружину

Pп=0.5·(2П-9.8·Mн) (3.4)

Pп=0.5·(201-9.8·3.24)=84.624 т

Статическая нагрузка на пружину

 (3.5)

Исходные данные для расчёта цилиндрической однорядной пружины:

-     Общее число витков n=5;

-     Число рабочих витков nр=3.5;

-     Диаметр прутка d=40·10-3 м;

-     Средний диаметр пружины D=180·10-3 м;

-     Высота пружины в свободном состоянии hсв=260·10-3 м.

Коэффициент концентрации напряжений для пружины:

 (3.6)

Индекс пружины C=D/d=180/40=4,5.

Наибольшие касательные напряжения в пружине при действии статической нагрузки P:

 (3.7)

Коэффициент запаса статической прочности

 (3.8)

Так как 1.7<1.7178<2, то пружина достаточно прочна.

Статический прогиб пружины под нагрузкой

 (3.9)

Требование по величине прогиба 33,737 >25,6 мм выполняется.

Жёсткость пружины

 (3.10)

Максимальная (предельная) нагрузка на пружину

 (3.11)

А прогиб пружины под этой нагрузкой

 (3.12)

Прогиб пружины до полного соприкосновения витков

fсж=hсв-(nр+1)·d (3.13)

fсж=260-(3.5+1)·40=80 мм

Коэффициент запаса прогиба

 (3.14)

Так как  и Kf>1.7 то согласно рекомендациям [1], выбранные геометрические параметры пружины обеспечивают её нормальную работу в системе буксового рессорного подвешивания.

Рассчитанная пружина обладает устойчивостью, так как

3.4 Выбор гасителя колебаний

Выбираем по [1] гидравлический гаситель колебаний производства Чехословакии ТБ 140. Его характеристики приведены в таблице 3.1.

Таблица 3.1 Технические характеристики гидравлического гасителя колебаний

4. РАСЧЁТ РАМЫ ТЕЛЕЖКИ НА СТАТИЧЕСКУЮ И УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ

4.1 Составление расчётной схемы рамы тележки и определение величины действующих нагрузок

Расчётная схема рамы тележки пассажирского электровоза имеет вид показанный на рисунке 4.1.

Численные значения сил P1- P4 и R рассчитываются по формулам

 (4.1)

 (4.2)

P3=9.8·(Mспб+Mтэд) (4.3)

P3=9.8·(0.312+3.4)=36.38 кН

P5=9.8·0.5·Mтэд (4.4)

P5=9.8·0.5·3.4=16.66 кН

 (4.5)

Расстояния между расчётными точками для схемы рисунка 4.1 определяются по следующим формулам:

l1=bт/2 (4.6)

l5=lт/2-B1/2 (4.7)

l3=lкчб-B1/2+lпчб/2 (4.8)

l4=l5-2·aт/2+L/2 (4.9)

l2=l5-2·aт/2-L/2 (4.10)

l6=l5-(lподв+D+B2/2) (4.11)

l1=2.1/2=1.05 м

l5=4.4/2-0.15/2=2.125 м

l3=0.44-0.15/2+1.254/2=0.992 м

l4=2.125-2.74/2+0.7/2=1.105 м

l2=2.125-2.74/2-0.7/2=0.405 м

l6=2.125-(1.18+0.04+0.3/2)=0.755 м

4.2 Расчёт и построение единичных эпюр изгибающих и крутящих моментов

При нагружении расчётной схемы рамы тележки единичным моментом X1 деформацию изгиба испытывают передняя концевая поперечная балка (участок 1-2, рис 5.2) и средняя поперечная балка (участок 15-16), а деформацию кручения левая часть боковины (участок 3-7).

В этом случае изгибающие моменты:

При нагружении расчётной схемы рамы тележки единичным моментом X2 деформацию изгиба испытывают задняя концевая поперечная балка (участок 13-14) и средняя поперечная балка (участок 15-16), а деформацию кручения правая часть боковины (участок 8-12).

В этом случае изгибающие и крутящие моменты

4.3 Расчёт и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов от внешней нагрузки

Расчётная схема заданной схемы представлена не только сосредоточенными силами, приложенными по осевой линии боковины, и симметричными относительно средней поперечной балки, но и сосредоточенными силами, приложенными к концевым поперечным балкам со смещением относительно их осевых линий. В результате внешняя нагрузка для рассматриваемой расчётной схемы вызывает деформацию изгиба и кручения.

Изгибающие моменты в расчётных точках определяются следующими выражениями

Ми2= -P5·l4/2 (4.12)

Ми3= P5·l6/2 (4.13)

Ми4= P5·l6/2-P1·l2 (4.14)

Ми5= P5·l6/2-P1·l3+R·(l3-l2)-P2·(l3-l6)/2 (4.15)

Ми6= P5·l6/2-P1·l4+R·(l4-l2)-P5·(l4-l6)/2 (4.16)

Ми7=P5·l6/2-P1·l5+R·(l5-l2)-P5·(l5-l6)/2+R·(l5-l4) (4.17)

Ми8=P5·l6/2-P4·l5+R·(l5-l2)-P5·(l5-l6)/2+R·(l5-l4) (4.18)

Ми9=P5·l6/2-P4·l4+R·(l4-l2)-P5·(l4-l6)/2 (4.19)

Ми10=P5·l6/2-P4·l3+R·(l3-l2)-P5·(l3-l6)/2 (4.20)

Ми11=P5·l6/2-P4·l2 (4.21)

Ми12=P5·l6/2 (4.22)

Ми13=-P5·l4/2 (4.23)

Mи16=(4·R-P1-P2-P4-P5)·l1 (4.24)

Ми2= -8.75 кН·м Ми3= 6.29 кН·м

Ми4= 3.28 кН·м Ми5= 20.17 кН·м

Ми6= 22.86 кН·м Ми7= 87.51 кН·м

Ми8= 87.51 кН·м Ми9=22.86 кН·м

Ми10=20.17 кН·м Ми11=3.28 кН·м

Ми12=6.29 кН·м Ми13=--8.75 кН·м

Mи16=19.08 кН·м

Крутящие моменты для участков расчётной схемы определяются следующим образом

Mк1-2=-P5·l6/2 (4.25)

Mк3-7=-P5·l1/2 (4.26)

Mк8-12=-P5·l1/2 (4.27)

Mк13-14=P5·l6/2 (4.25)

Mк1-2=--6.29 кН·м Mк3-7=8.75 кН·м

Mк8-12=-8.75 кН·м Mк13-14=6.29 кН·м

Построенные в результате расчётов эпюры представлены на рисунке 4.3.

4.4 Расчёт единичных и грузовых перемещений, определение численных значений Х1 и Х2

Единичные перемещения рассчитываются по формулам:

 (4.27)

 (4.28)

м

 (4.29)

Грузовые перемещения

Составляем систему канонических уравнений метода сил для расчёта рамы тележки при статической вертикальной нагрузке

d1,1·X1+d1,2·X2+D1,р=0

d2,1·X1+d22·X2+D2,р=0

X1=7.261;

X2=7,261.

Значения результирующих изгибающих моментов

По результатам строим результирующую эпюру изгибающих моментов от X1 и X2 (рисунок 4.5). Значения результирующих крутящих момент

Результирующая эпюра крутящих моментов представлена на рисунке 4.6

4.5 Расчёт и построение суммарных эпюр

Суммарная эпюра изгибающих моментов для рамы тележки пассажирского электровоза рассчитывается путём суммирования эпюры изгибающих моментов от внешней нагрузки с результирующей эпюрой изгибающих моментов от X1 и X2.

Из сопоставления видно, что суммированию подлежат только эпюры на концевых поперечных балках и на средней поперечной балке, а для боковины суммарные изгибающие моменты в точках 3-12 численно равны изгибающим моментам в этих точках, вызванным внешней нагрузкой и ранее рассчитанным формулам.

Суммарные изгибающие моменты определяются

По результатам расчёта строим эпюры (рисунок 4.7)

Суммарная эпюра крутящих моментов для рамы тележки пассажирского электровоза рассчитывается путём графического суммирования эпюры крутящих моментов от внешней нагрузки с результирующей эпюрой крутящих моментов от X1 и X2.

Из сопоставления видно, что суммированию подлежат только эпюры на боковине, а для концевых поперечных балок суммарные крутящие моменты в точках 1-2 и 3-14 численно равны крутящим моментам на этих участках, вызванным внешней нагрузкой и ранее рассчитанным формулам.

Суммарные крутящие моменты определяются

4.6 Расчёт напряжений в сечениях рамы тележки и оценка статической прочности

Напряжения в сечения рамы тележки при изгибе и кручении:

 (4.25)

 (4.26)

Эквивалентные напряжения согласно третьей теории прочности

 (4.27)

Расчёт выполняется в форме таблицы 4.1

Таблица 4.1– Расчёт напряжений в сечениях рамы тележки

По [2, табл. 5.2] выбираем сталь, для изготовления рамы тележки, марки 15ХСНД, предел текучести sт = 350 Мпа, s–1=220 МПа, s0=340 МПа.

Статическая прочность обеспечена, так как максимальная эквивалентная прочность в таблице 4.1: 40.111 < 0.55 · sт = 195,5 МПа.

4.7 Проверка рамы тележки на усталостную прочность

Среднее напряжение цикла

sm= (4.28)

По таблице 4.1 sm = 40.111 МПа.

Коэффициент динамики, отражающий совместное влияние на сложное напряжённое состояние рамы тележки совокупности вертикальных и горизонтальных усилий, развивающихся при движении электровоза с конструкционной скоростью по прямому участку пути

 (4.29)

Эмпирический коэффициент А определяется по формуле:

 (4.30)

Амплитуда напряжения цикла определяется по формуле:

sv = Kд·smax (4.31)

sv = 0.572 · 40.111 = 22.943 МПа

Величина коэффициента характеризующего чувствительность металла к асимметрии цикла:

 (4.32)

где s-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле, s-1=220 МПа;

s0 – предел выносливости стали при пульсирующем цикле, s0= 340 МПа.

Эффективный коэффициент, учитывающий понижение выносливости детали

 (4.33)

где bк – эффективный коэффициент концентрации напряжений, bк = 1.6;

К1 – коэффициент неоднородности материала детали, К1=1.1;

К2 – коэффициент влияния внутренних напряжений в детали, К2=1;

g    – коэффициент влияния размерного фактора, g=0,7;

m – коэффициент состояния поверхности детали, m=0.82;

h – коэффициент возможного отклонения от технологии, h=1,0.

Данные параметры выбираются согласно рекомендациям [2, стр.56].

Коэффициент запаса усталостной прочности по формуле Серенсена-Кинасошвили

 (4.34)

Условие усталостной прочности выполняется.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В курсовом проекте разработана система рессорного подвешивания пассажирского электровоза. В качестве прототипа взят электровоз ЧС8, а также его основные характеристики. Выполнен расчёт нагрузок действующих на раму тележки, напряжений в сечениях рамы тележки, произведена проверка на прочность. Все требования предъявляемые рессорному подвешиванию удовлетворяют норме.

Страницы: 1, 2, 3, 4