Особенности условий работы электроподвижного состава.

1. Вследствие неровностей дорог безрельсового транспорта и на стыках рельсов на подвижной состав воздействуют различные, в том числе и ударные нагрузки, приводящие к колебаниям и вибрации механической части подвижного состава и электрооборудования.

2. При движении электроподвижного состава неизбежно воздействие загрязненного и влажного воздуха, а иногда грязи, воды, снега на механическое и электрическое оборудование.

3. Электрический подвижной состав работает с различной нагрузкой, определяемой наполнением подвижного состава, к тому же на меняющемся профиле пути в условиях изменения влажности и температуры воздуха.

Механическое оборудование моторного подвижного состава составляют:

– кузов и его оборудование;

– ходовые части;

– тяговая передача;

– механизмы управления движением подвижного состава.

Прицепной подвижной состав не имеет тяговой передачи, так как не оборудуется тяговым электроприводом колес.

Кузов электрического подвижного состава предназначен для раз­мещения пассажиров или грузов (в зависимости от назначения) и об­служивающего персонала, а также необходимого электротягового обо­рудования и механизмов управления.

Современный пассажирский электрический подвижной состав город­ского транспорта имеет кузова так называемого «вагонного» типа, кото­рый характеризуется постоянным поперечным сечением по всей длине и обтекаемыми или полуобтекаемыми торцовыми стенками.

Кузова могут быть одиночными, т. е. иметь одну кузовную секцию, или шарнирно сочлененными. В последнем случае кузов состоит из не­скольких подвижно соединенных кузовных секций, имеющих возмож­ность поворачиваться одна относительно другой на некоторый угол.

Кузова снабжаются тяговыми сцепными приборами, которые приме­няются для соединения отдельных единиц подвижного состава при фор­мировании их в поезда и для буксировки.

В шарнирно сочлененном подвижном составе для силового соедине­ния секций кузова в зонах сочленения используются специальные опор­но-сцепные устройства, которые одновременно обеспечивают при движе­нии и необходимое взаимное угловое перемещение секций кузова.

Под кузовом и внутри него размещают вспомогательное оборудова­ние (пневматическое, электрическое), а также устройства и системы, обеспечивающие соответствующий уровень комфортабельности: обору­дование салона (кресла, поручни, ограждение); системы вентиляции, отопления, освещения и т. д. На кузове устанавливают предохранитель­ные устройства, обеспечивающие необходимую безопасность эксплуата­ции подвижного состава.

Пневматическое оборудование подвижного состава служит для полу­чения и аккумулирования сжатого воздуха, подачи его к тормозным устройствам, усилительным механизмам и механизмам обслуживания кузова, а также для приведения их в действие.

Для отопления салона на городском электрическом транспорте применяют индивидуальные электрические печи, устанавливаемые под си­дениями, или системы принудительной вентиляции кузова с центральным калориферным подогревом воздуха, для которого используют в ряде случаев тепло, выделяемое пускотормозными реостатами. Помимо принудительной внутри пассажирского салона может быть также и есте­ственная вытяжная или приточно-вытяжная вентиляция воздуха.

Ходовые части объединяют элементы механического оборудова­ния, которые преобразуют механическую работу тягового электрическо­го привода в работу, затрачиваемую на движение экипажа, и служат, для передачи сил взаимодействия между подвижным составом и путе­вым устройством, а также для его направления при движении. В насто­ящее время наибольшее распространение имеют ходовые части колесного исполнения. Они состоят из движущих или поддерживающих колес и системы упругого подвешивания (подвески).

В отдельных, пока экспериментальных, конструкциях кузов подвиж­ного состава опирается и удерживается на путевом устройстве не колесами, а воздушной, вакуумной или магнитной подушкой, водяной пленкой и т. д. Тяговое усилие, необходимое для движения подвижного со­става, не имеющего непосредственного сцепления с путевым устройством, создается так называемыми линейыми двигателями переменного тока, пневмоимпульсными устройствами и др.

Электропривод колесного подвижного состава городского тран­спорта состоит из тягового электродвигателя и тяговой передачи. Взаи­модействие движущих колес с путевым устройством обеспечивает необ­ходимое тяговое усилие для движения экипажа. Электропривод беско­лесного подвижного состава может не иметь механической тяговой пе­редачи. В частности, у экипажей с линейным двигателем тяговое усилие создается за счет электромагнитного взаимодействия его статорных обмоток, установленных на кузове, с путевой балкой-ротором.

К механическим системам управления движением подвижного состава относятся механические тормоза и устройства для направления движения экипажа.

Механическое тормозное оборудование применяется для снижения скорости и остановки экипажа, а также для удержания его в неподвижном состоянии на уклоне. Механический тормоз имеет привод и исполни­тельный фрикционный механизм, создающий тормозную силу.

Для направления движения подвижного состава применяются две группы устройств:

– управляемые водителем;

– управляемые специальными путевыми конструкциями.

К устройствам первой группы относятся рулевое управление безрель­сового подвижного состава и механизмы управления колесами или ко­лесными парами шарнирно сочлененного подвижного состава.

Рулевое управление применяется только на безрельсовом подвижном составе. На подвижном составе с обычным типом кузова оно состоит из механизмов, с помощью которых водитель поворачивает передние управ­ляемые колеса для изменения направления движения. На шарнирно со­члененном подвижном составе безрельсового транспорта управляемыми выполняются и колеса полуприцепа, но их поворот осуществляется спе­циальными механизмами без непосредственного участия водителя и за­висит от взаимного положения секций кузова экипажа в горизонтальной плоскости. Такого же рода устройства применяются и на некоторых шар­нирно сочлененных вагонах трамвая.

К устройствам второй группы относятся конструкции, обеспечивающие принудительное направление движения колес: стальные колеса с ребордами (по типу рельсового транспорта) и горизонтальные направляющие колеса, движущиеся по специальным путевым устройствам других типов или комбинированного транспорта.

В первом случае направляющие усилия при движении подвижного состава создаются за счет взаимодействия реборд колес с рельсами, вo втором — за счет взаимодействия горизонтальных направляющих ко­лес с путевой балкой или рельсом.

Элементы электрического и механического оборудования электрического подвижного состава особенно ходовых частей и электропривода инструктивно тесно взаимно связаны. Поэтому разработка и создание электрического подвижного состава с оптимальными параметрами возможны лишь при комплексном проектировании его механической и элек­трической частей.

Особенности условий работы механического оборудования.

– непостоянство нагрузок, действующих на несущие элементы подвижного состава, зависящих от наполнения кузова, перемещения пассажиров во время движения, неравномерностью распределения по салону и т.д.;

– знакопеременный характер нагрузок на тяговую передачу и ходовые части, обусловленный режимами движения и профилем пути;

– тяжёлый режим работы оборудования, вызванный спецификой назначения (частые пуски и торможения, их стохастический характер);

– продолжительный режим работы (до 20 часов в сутки).

Требования, предъявляемые к механическому оборудованию

Конструкция механического оборудования подвижного соста­ва городского электрического транспорта должна удовлетворять ряду общих и специальных требований.

К общим требованиям относятся:

а) соответствие конструкции механического оборудования подвиж­ного состава условиям эксплуатации, утвержденному типажу, действующим ГОСТ, правилам технической эксплуатации и нормативам;

б) перспективность конструкции механического оборудования вновь строящегося подвижного состава, возможность длительного использования ее в качестве базовой модели для последующей модернизации;

в) высокая технологичность, возможность изготовления с использованием передовых методов производства при минимальных затратах и применении недефицитных материалов;

г) низкая себестоимость эксплуатации подвижного состава даже за счет некоторого повышения первоначальной стоимости конструкции;

д) взаимозаменяемость и максимальная унификация отдельных уз­лов и деталей механического оборудования;

е) соответствие веса и основных габаритов подвижного состава и его агрегатов оптимальным значениям, обусловленным ГОСТ и нормалями;

ж) простота и целесообразность конструкции подвижного состава, легкость и удобство его управления, обслуживания и ремонта;

з) высокая надежность и равнопрочность основных элементов конструкции механического оборудования в пределах установленного амортизационного срока; рациональность схемы сборки, обеспечивающей возможность первоочередного съема узлов, имеющих меньший срок службы;

и) хорошая маневренность и устойчивость подвижного состава при движении;

к) максимальная комфортабельность и безопасность для пассажи­ров и обслуживающего персонала; высокие эстетические требования к внешнему оформлению подвижного состава и внутренней отделке пас­сажирского салона.

Специальные требования к механическому оборудованию подвижного состава предусматривают дополнительное, обычно конст­руктивное, уточнение основных требований, изложенных выше.

В этих требованиях, например, особо оговариваются меры по повы­шению вместимости подвижного состава, удобств для пассажиров при проезде и улучшению пассажирообмена на остановках, специальные требования, обеспечивающие удобство выполнения ремонта и пр.

Специальные требования ускорения пассажирообмена и повышения вместимости предусматривают максимальное снижение и регулирова­ние в процессе эксплуатации расстояния первой ступени от уровня пу­ти при организации посадки и высадки пассажиров с тротуара или до­рожного полотна, отказ от применения ступеней в конструкции кузова для увеличения числа дверей при организации посадки и высадки пас­сажиров с высоких платформ (метрополитен, монорельсовые дороги, скоростной трамвай) и др. Специальными требованиями оговариваются освещение салона и подножек при посадке и высадке пассажиров, из­менение внутренней планировки салона, создание накопительных пло­щадок перед выходными и входными дверями.

Удобство выполнения ремонта подвижного состава обусловливается специальными требованиями, предусматривающими доступность агре­гатов для осмотра, ремонта и уборки, наибольшую простоту форм ме­ханического оборудования, установку люков и открывающихся фальш­бортов, прокладку проводов силовых и вспомогательных цепей в легко­доступных желобах, применение легкомоющихся материалов для отдел­ки пассажирского салона, сидений и т. д.

Комфортабельность, долговечность и надежность подвижного соста­ва определяются специальными требованиями к плавности хода и бес­шумности, теплоизоляционным материалам кузова, применению подрезиненных колес, новых типов упругого подвешивания, передач и т. д.

Специальными требованиями оговариваются одностороннее (трол­лейбус, трамвай) или двустороннее (метрополитен) управление под­вижным составом, возможность эксплуатации на большом уклоне, дви­жение на криволинейных участках пути с минимальным радиусом, на­грузка колесных пар на погонный метр пути, габаритные ограничения размеров подвижного состава, связанные с конструкцией пути, путе­вого оборудования и сечения путепроводов и др.

Специальные требования к шарнирно сочлененному подвижному со­ставу касаются зоны сочленения кузовов: безопасности прохода через сочленение, защиты салона от грязи и пыли, обеспечения соответствую­щей кинематики управляемых колес полуприцепа сочлененной машины при движении на повороте.

Основные этапы разработки исоздания подвижного состава

Существующими положениями предусматриваются следую­щие стадии создания новых конструкций подвижного состава: техническое задание;

– техническое и эскизное проектирование;

– рабочее проектирование;

– изготовление и испытание опытных промышленных образцов;

– изготовление промышленной установочной партии;

– серийное производство.

Техническое задание на проектирование подвижного состава разрабатывается заводом-изготовителем совместно с эксплуатирующи­ми организациями и является исходным техническим документом для конструкторской разработки нового образца.

Разработка технического задания является одним из решающих этапов проектирования и, как правило, проводится на основе опыта эксплуатации подвижного состава, перспектив его развития и технико-экономических исследований, обобщающих опыт наиболее рентабель­ной организации перевозок пассажиров с минимальными эксплуатационными расходами. Техническим заданием определяются наиболее це­лесообразный тип подвижного состава и его основные параметры (вме­стимость, габаритные размеры и т. д.). После разработки техническое задание утверждается соответствующими отраслевыми организациями.

При разработке технического (а в отдельных случаях эскизного) проекта:

а) уточняются по результатам анализа аналогичных конструкций основные размеры кузова и базы подвижного состава по условиям впи­сывания его в габарит, криволинейные участки пути или полосу дви­жения;

б) анализируются возможности обеспечения необходимого уровня комфортабельности, а также современных технических и архитектурно-эстетических требований;

в) проектируются основные узлы конструкции подвижного состава, размеры и способы соединения несущих элементов, размеры и расположение дверных проемов и служебных помещений, принципы сочленения кузовов (для сочлененных экипажей), конструкции ходовых частей, тип и принципы размещения элементов тягового привода, упругого подвешивания, тормозного оборудования, форма и размеры рамы тележек (для тележечного подвижного состава) и др.

При разработке узлов подвижного состава используются достижения отечественной и зарубежной науки и техники, опыт конструирования других видов транспорта (самолетов, автомобилей и др.), учитываются возможности применения новых прогрессивных материалов. По результатам предварительных разработок вычерчиваются основные (продольные и поперечные) сечения кузова, его планировка, общие виды ходовых частей, привода и т. д.;

г) устанавливается предварительная величина собственного веса подвижного состава и его отдельных узлов, а также приближенные значения коэффициента тары, осевые нагрузки на путь;

д) производятся прочностные, кинематические и другие виды расчетов узлов и деталей механического оборудования;

е) разрабатываются основные технологические процессы изготовления конструкций подвижного состава с учетом технологичности изго­товления и сборки оборудования, минимального объема работ при его ремонте, обеспечения высокой надежности и долговечности.

Основные данные для расчета конструкции (усилия, расчетные схе­мы, требования к отдельным узлам и деталям, материалы и т. д.) при­нимаются согласно нормам для расчета и проектирования подвижного состава с учетом опыта проектных заводских организаций.

При техническом проектировании современного подвижного состава широко используются экспериментальные методы исследования отдель­ных узлов оборудования, а также моделирующие и счетно-решающие машины. Применение электронно-вычислительных машин (ЭВМ) в кон­структорских расчетах и исследованиях создает условия для принятия наиболее правильных конструктивных решений, выявления недостат­ков конструкций еще до того, как будут изготовлены и испытаны об­разцы. Вместе с тем использование электронно-вычислительных машин для инженерных расчетов и исследований существенно сокращает сроки выполнения этих работ.

В настоящее время на отечественных заводах транспортного маши­ностроения широко применяются ЭВМ для выполнения ряда трудоем­ких расчетно-исследовательских работ. Имеются, например, разработан­ные программы для расчета на ЭВМ ходовых частей, кузовов, упругого подвешивания и других узлов подвижного состава. Электронно-вычис­лительные машины применяются при динамических расчетах, расчете геометрии и выборе допусков зубчатых зацеплений, исследовании кине­матики поворота безрельсового подвижного состава и др.

Технический проект, выполненный в соответствии с требованиями технического задания, утверждается отраслевыми организациями для рабочего проектирования. При рабочем проектировании на основе утвержденного технического проекта выполняются рабочие чер­тежи подвижного состава (общие виды, узлы, детали), уточняются рас­четы узлов соединений и деталей на прочность, определяется порядок сборки элементов механического и электрического оборудования.

Рабочий проект завершается составлением ведомостей унифициро­ванных, стандартных и нормальных деталей и узлов, перечней необхо­димых материалов и частей, поставляемых другими предприятиями, указаний о применяемых посадочных размерах, резьбах, модулях, тех­нических условий, методики испытаний подвижного состава и инструк­ций по уходу за его отдельными узлами.

Рабочий проект, разработанный заводом-изготовителем, утверждает­ся главным инженером завода и согласованию не подлежит.

Для отработки конструкции нового подвижного состава и его испы­таний изготовляют опытные промышленные образцы. Эти образцы проходят заводские, путевые и эксплуатационные испытания.

При заводских испытаниях проверяется прочность конструкции отдельных узлов и агрегатов, оцениваются и уточняются принятые конст­руктивные решения, технология изготовления и сборки деталей и узлов.

При путевых и эксплуатационных испытаниях определяются ходовые качества опытного образца подвижного состава и напряжения в его от­дельных ответственных узлах и деталях при различных режимах экс­плуатации. Эти испытания проводятся отраслевыми научно-исследова­тельскими организациями с участием заводов-изготовителей.

Для оценки прочности и динамических качеств механической части подвижного состава измеряют (обычно тензометрическими методами) силы, деформации, перемещения, напряжения и ускорения в различных элементах его конструкции.

В методике испытаний должны быть определены и обоснованы: цель исследования, способ подготовки объекта испытаний, режимы нагрузок и порядок испытаний, способы приложения экспериментальных нагру­зок и необходимое для этой цели оборудование, измерительные прибо­ры для каждого этапа испытаний, порядок и места установки приборов, методы обработки результатов испытаний.

Цель испытания вытекает из общих задач исследования, но в зави­симости от вида испытания она формулируется применительно к данно­му объекту с учетом фактических требований и возможностей постанов­ки эксперимента. Целями испытаний механического оборудования на прочность являются: определение прочности, жесткости и долговечно­сти конструкции при различных нагрузках, оценка точности теоретиче­ских расчетов, оценка рациональности данной конструкции и определе­ние путей ее усовершенствования. При экспериментальных исследовани­ях динамических качеств подвижного состава записывают кривые движения при различных нагрузках и режимах работы, определяют вели­чину и характер распределения динамических усилий, действующих в эксплуатации на подвижной состав и путь, оценивают устойчивость ва­гона против схода с рельсов и опрокидывания, а также плавность хода рельсового и безрельсового подвижного состава.

Режим нагрузок при испытаниях выбирается с учетом максималь­ных сил, возникающих в эксплуатации.

Для подготовки производства и доработки новой конструкции под­вижного состава серийному изготовлению предшествует постройка про­мышленной установочной партии.

1. Основные виды и методы расчетов элементов механического оборудования: расчет на прочность, усталость, работоспособность и др.

2. Материалы, применяемые в транспортном машиностроении, краткая характеристика их свойств.

П роектирование механического оборудования подвижного состава, обладающего при сохранении необходимой прочности и долговечности минимальным весом, требует тщательной оценки напряженного состояния каждого элемента его конструкции. При этом ряд размеров элементов механического оборудования устанавливается на основании анализа сходных существующих конструкций или технологических соображений, а другая группа размеров рассчитывается.

Помимо расчетов на прочность при проектировании деталей и узлов подвижного состава выполняются кинематические расчеты, расчеты на долговечность, усталость, нагревание и др.

Отдельные из этих расчетов, например расчеты зубчатых зацеплений редукторов, кинематики рулевого управления безрельсового подвижного состава, решение габаритных задач, расчеты, на нагревание и т. д., обусловливаются в каждом конкретном случае особенностями работы рассчитываемого узла.

Расчеты подвижного состава на прочность, проверка сжатых элементов конструкций на устойчивость, расчеты на усталость (деталей, работающих при переменных нагрузках), расчеты на износ (долговечность) и другие основываются на общих методах теоретической механики, строительной механики, теории упругости и науки о прочности материалов. Однако специфика условий работы подвижного состава (повышенные требования к его прочности, габаритные ограничения, характер действующих нагрузок) вносит в них ряд изменений и уточнений.

Расчет на прочность. Основными этапами прочностного расчета яв­ляются:

1) выбор расчетного режима работы рассматриваемого элемента конструкции и определение его расчетных нагрузок;

2) выбор расчетной схемы элемента;

3. выбор расчетных сечений;

4. определение внутренних силовых факторов в расчетных сечениях;

3. определение напряжений и запасов прочности конструкции по отношению к допускаемым напряжениям или соответствующих ее размеров.

Выбор расчетного режима определяется характером работы элемента конструкции.

Расчет элементов кузова и ходовой части на прочность производится при наиболее невыгодном сочетании максимальных действующих нагрузок, при котором на детали подвижного состава помимо основной статической нагрузки действует ряд дополнительных динамических нагрузок, связанных с работой тяговой передачи, тормозных устройств, действиями сил инерции и т. д.

При других видах расчета выбирают другие расчетные режимы работы подвижного состава. Например, прогибы упругого подвешивания и соответственно напряжения в упругих элементах определяются не только от максимальной нагрузки, но и при среднесуточном наполнении пассажирами, под средней нагрузкой в часы пик и, наконец, под тарой кузова. Расчеты элементов ходовой части на долговечность (срок службы) производятся на так называемую эквивалентную нагрузку, учитывающую среднюю статическую нагрузку элемента, и возможные перегрузки.

Величина нагрузок, воспринимаемых элементами механического оборудования в различных режимах работы, обусловливается для пассажирского подвижного состава числом пассажиров или его максимальной грузоподъемностью, состоянием дорожного покрытия (рельсового пути), динамикой движения и рядом других факторов, характеристики которых могут изменяться в широких пределах. Например, коэффициент сцепления, определяющий величину максимально возможных тяговых и тормозных сил для городского рельсового транспорта, может меняться в зависимости от состояния рельсового пути в пределах от 0,05 до 0,4, а для безрельсового транспорта – от 0,15 до 1. Естественно поэтому, что выбор расчетных режимов и нагрузок должен нормироваться так, чтобы обеспечивать безопасность эксплуатации подвижного состава при минимально необходимых запасах прочности. Завышенные запасы прочности утяжеляют подвижной состав, ухудшают его весовые и эксплуатационные показатели и, в конечном счете, увеличивают стоимость.

Весьма важным этапом всякого расчета является выбор расчетной схемы проектируемого элемента конструкции. Фактическое напряженное состояние большинства элементов конструкций весьма сложно. Поэтому при расчете методами сопротивления материалов и строительной механики реальная конструкция представляется в виде некоторой идеализированной расчетной схемы с более простым распределением напряжений, методика расчета которой известна. Например, расчетные схемы осей колесных пар, отдельные балки рам кузова и ходовых ча­стей, стойки и раскосы каркасов кузова, валики, тяги и т. д. представляются в виде балок и стержней; ряд узлов рамы кузова и тележек – в виде стержневых систем. При расчетах таких элементов, как подвеска люльки, серьга упругой подвески, звенья цепей тормозной передачи и т. п., применяются методы расчета кривых брусьев. Воздушные резервуары и цельнонесущие кузова рассчитываются как оболочки. Естественно, чем точнее в расчетной схеме учтены особенности конструкции и условия работы детали, тем точнее расчетные напряжения будут совпадать с фактическими.

За расчетные выбираются сечения элементов конструкций, в которых внутренние силовые факторы достигают максимальных величин или в которых можно ожидать их опасное сочетание, а также сечения, в которых возможна повышенная концентрация напряжений (галтели, над­резы, отверстия и т. д.).

Применяются два метода расчета на прочность: расчет по за­пасам прочности и расчет по допускаемым напряжениям.

Первый метод расчета заключается в определении действительных максимальных напряжений в деталях с учётом концентрации напряжений на галтелях, выточках и отверстиях, в резьбовых соединениях и т. д. и в определении запаса прочности детали п по формулам:

или ,

где σ_в – предел прочности для хрупких материалов; σ_S – предел текучести для пластичных материалов; σ_макс – максимальные фактические напряжения в детали.

Второй метод состоит в определении «общих» максимальных напряжений σ в детали без учета концентраций напряжений и в сравнении их с допускаемыми напряжениями [σ]:

σ≤[σ]

В величине допускаемых напряжений [σ] учитываются все факторы, влияющие на прочность детали: характер ее работы, перегрузки, неоднородность свойств материала, концентрация напряжений, технологические факторы, влияющие на прочность детали, и запас надежности. Величину коэффициента запаса надежности принимают в зависимости от ответственности конструкции. Определенным коэффициен­том в запасе надежности учитывают и погрешности схемы расчета, т. е. степень соответствия расчетных напряжений фактическим, возникающим в детали при заданной нагрузке.

Определение величины внутренних силовых факторов (растягивающих и сжимающих сил, перерезывающих сил, изгибающих и крутящих моментов) в расчетных сечениях деталей при статически определимой расчетной схеме производится с использованием уравнений статического равновесия.

Задача определения величины внутренних силовых факторов статически неопределимых расчетных схем более сложна, так как в этом случае усилия и моменты в элементах деталей и возникающие в них напряжения не могут быть найдены на основании только уравнений статики. Для их определения приходится дополнительно рассматривать деформацию системы.

Из известных методов решения этой задачи в расчетной практике наибольшее применение получил метод Мора–Верещагина (метод сил).

Определение величины внутренних силовых факторов методом сил включает:

1) установление степени статической неопределимости заданной расчётной схемы. Под степенью статической неопределимости понимают разность между числом неизвестных усилий и числом независимых: уравнений равновесия, которые можно составить при расчете конструкции. Эта разность равна числу так называемых «лишних» связей в системе. Удаление этих связей без нарушения геометрической неизменяемости конструкции превращает заданную статически неопределимую систему в статически определимую;

2) выбор так называемой «основной системы» – расчетной статически определимой схемы, получаемой из заданной статически неопределимой схемы путем отбрасывания «лишних» связей и замены их неизвестными внутренними силовыми факторами;

3) составление системы канонических уравнений метода сил, выражающих равенство нулю деформаций основной системы в направлении действия «лишних» неизвестных от заданной внешней нагрузки и единичных сил. В результате решения системы уравнений метода сил определяются деформации основной системы от внешней нагрузки и единичных сил в направлении действия всех лишних неизвестных и сами эти неизвестные.

Построение результирующих эпюр от внешней нагрузки и внутренних силовых факторов и расчет на прочность после определения неизвестных производится обычными приемами.

Признаком статической неопределимости конструкций подвижного состава является наличие замкнутых контуров в расчетной схеме. Основная система при этом образуется путем сечения этих контуров. В сечениях контуров плоских расчетных схем, нагруженных системой сил, лежащих в плоскости конструкции, выявляются в общем случае три внутренних силовых фактора. В сечении контуров объемных расчетных схем или плоских схем, нагруженных объемной системой сил, выявляется в общем случае шесть внутренних силовых факторов. В частных случаях часть внутренних силовых факторов может быть равна нулю. Рациональным выбором основной системы в этом случае можно значительно упростить расчет.

Система канонических уравнений метода сил имеет вид:

δ₁₁Х₁+ δ₁₂Х₂+…………+ δ_1kХ_k+Δ_1р=0;

δ₂₁Х₁+ δ₂₂Х₂+…………+ δ_2kХ_k+Δ_2р=0;

δ₃₁Х₁+ δ₃₂Х₂+…………+ δ_3kХ_k+Δ_3р=0;

………………………………………

δ_k1Х₁+ δ_k2Х₂+…………+ δ_kkХ_k+Δ_kр=0,

где k – степень статической неопределимости системы (число неизвестных внутренних силовых факторов).

Каждое из этих уравнений выражает равенство нулю деформаций основной системы под действием заданной внешней нагрузки Р и внутренних силовых факторов Х₁, Х₂, X₃, ..., X_к. В частности, первое уравнение выражает равенство нулю деформации основной системы в направлении силового фактора Х₁ (это может быть и линейное, и угловое перемещение), второе уравнение – равенство нулю деформаций основной системы в направлении силового фактора Х₂ и т. д. Из построения канонических уравнений метода сил следует, что деформация основной системы в направлении какого-либо силового фактора Х₁ определяется как сумма деформаций основной системы в этом направлении от действия внешних сил и каждого из внутренних силовых факторов в отдельности. Это означает, что методом сил решаются статически неопределимые конструкции, деформирующиеся по линейному закону, для которых справедлив принцип независимости действия сил.

Коэффициенты δ представляют собой деформации основной системы от действия внутренних силовых факторов, а Δ – от действия суммы внешних нагрузок. Деформации δ называют единичными деформациями. В обозначении σ_ik индексы i и k означают, что перемещение δ определяется по направлению действия внутреннего силового фактора X_i от единичной обобщенной силы, приложенной в направлении силового фактора X_k . Произведение δ_ikX_k дает величину деформации основной системы в направлении силового фактора X_i под действием обобщен­ной силы Х_k .

Единичные деформации типа δ_ii по направлению силового фактора X_i от единичной силы, приложенной по этому же направлению, называют главными. Деформации типа δ_ik называют побочными.

Коэффициенты Δ называют грузовыми деформациями. В обозначении Δ_ip индексы i и р означают, что деформация основной системы от внешней нагрузки берется в направлении силового фактора X_i .

Определение единичных δ_ij и грузовых Δ_ip перемещений. Величины грузовых и единичных деформаций определяются интегралом Мора.

Полное (с учетом всех трех внутренних силовых факторов) выражение интеграла Мора для Δ_kp плоской статически непреодолимой системы имеет вид:

,

где M_p, N_p, Q_p – изгибающие моменты, продольные силы и поперечные силы в элементах основной системы от внешней нагрузки, включая опорные реакции; – то же, от единичного внутреннего силового фактора X_k=1, приложенного в направлении X_k; Е – модуль упругости; J_х – момент инерции в рассматриваемом поперечном сечении стержня; EJ_х – жесткость стержня при изгибе; F – площадь поперечного сечения стержня; EF – жесткость стержня при растяжении-сжатии; G – модуль сдвига; GF – жесткость стержня при сдвиге; α – коэффициент, зависящий от формы поперечного сечения стержня; т – количество элементов (стержней) основной системы.

Первый член интеграла Мора составляет обычно до 90% и более его общей величины. Поэтому в практике для облегчения расчетов чаще ис­пользуется сокращенное выражение интеграла Мора, взятое с точностью до первого члена:

Для вычисления единичных деформаций δ_ik и δ_kk сокращенные выражения интеграла Мора имеют вид:

При определении грузовых и единичных деформаций основной системы методом Мора рассматривают:

а) основную систему, нагруженную только внешними силами, включая реакции опор. При этом определяются величины и строятся эпюры изгибающих моментов М_р в каждом из элементов основной системы;

б) основную систему, нагруженную только единичным силовым фак­тором, X_k=1. При этом, как и в предыдущем случае, определяются ве­личины и строятся эпюры изгибающих моментов М_k в каждом из элементов основной системы;

в) основную систему, нагруженную только единичным силовым фактором, X_i=1. При этом определяются величины и строятся эпюры изгибающих моментов M_i в каждом из элементов основной системы.

Для вычисления грузовых и единичных деформаций основной системы необходимо перемножить и затем суммировать эпюры соответствующих моментов в каждом из элементов основной системы.

Обычно интеграл Мора вычисляется графоаналитическим методом Верещагина. По Верещагину:

где ω_p и – соответственно площадь грузовой эпюры М_р на данном элементе основной системы и ордината эпюры от единичной силы X_k=1, взятая под центром тяжести грузовой эпюры М_р (эпюра X_k =1 должна быть линейной); ω_i и – площадь единичной эпюры M_i на данном элементе основной системы и ордината эпюры M_k, взятая под центром тяжести эпюры М_i (эпюра M_k должна быть линейной); ω_к и – площадь единичной эпюры M_k на данном элементе основной системы и ордината той же эпюры, проходящая через ее центр тяжести (эпюра должна быть линейной); т – количество элементов основной системы.

Следует подчеркнуть, что способ Верещагина для вычисления коэффициентов канонических уравнений метода сил применим только в том случае, когда одна из эпюр в пределах рассматриваемого участка нагружения линейна.

Для наиболее часто встречающихся в практике расчета форм эпюр пользуются таблицами интегралов .

Система канонических уравнений решается одним из численных методов, например методом Гаусса, методом Жордана, по правилу Крамера и др. В заводских расчетах обычно применяется метод сокращенного алгоритма Гаусса при ручном счете и матричная форма расчета при вычислениях на электронных вычислительных.

После определения внутренних силовых факторов в расчетных сечениях расчет на прочность сводится к нахождению напряжений в этих сечениях или их размеров по величине допускаемых напряжений.

Для нахождения напряжений при растяжении-сжатии, срезе и смятии используется известное выражение

где σ – соответствующие напряжения; F – площадь поперечного сечения элемента конструкции, площадь среза или площадь смятия; Р – расчетная нагрузка.

Максимальные напряжения при изгибе (σ) и кручении (τ) определяют по формулам:

(2.1)

где М и М – изгибающий и крутящий моменты; W и W_k – моменты сопротивления элемента конструкции на изгиб и кручение.

Величина последних для наиболее часто встречающихся в расчетах сечений определяется по формулам:

а) для элементов прямоугольного сечения (рис. 2.1а):

(2.2)

где b_iи h_i – размеры поперечного сечения;

k– коэффициент, зависящий от отношения h_i/b_i (табл. 2.1);

б) для сплошного круглого сечения:

(2.3)

в) для трубы:

(2.4)

где α=d/D;

г) для сплошного эллиптического сечения:

(при а>б). (2.5)

Для составных балок, поперечное сечение которых образовано рядом прямоугольников 1—5 (рис. 2.1д), напряжения определяют в наиболее нагруженных точках сечения и принимают наибольшее для рассчитываемого сечения.

При этом нормальные напряжения в любой точке поперечного сечения балок, работающих на изгиб, определяются по формуле

, (2.6)

где М_в и М_г – изгибающие моменты в рассматриваемом сечении балки от вертикальных и горизонтальных нагрузок соответственно; J_х0 и J_z0 – главные моменты инерции сечения; x, z – координаты рассматриваемой точки сечения относительно главных осей.

Касательные напряжения от перерезывающих сил в любой точке сечения балки находятся по формулам:

, (2.7)

где τ_в и τ_г – касательные напряжения от вертикальных и горизонтальных нагрузок в рассматриваемой точке сечения балки с координатами х, z; τ – суммарные касательные напряжения в той же точке; Q_в и Q_г – перерезывающие силы в рассматриваемом сечении по длине балки от вертикальных и горизонтальных нагрузок; S_(z), S_(x) – статические моменты (относительно нейтральных осей) площадей сечения, расположенных соответственно выше уровня z и х; b_(z), b_(x)– ширина сечения балки соответственно на уровне z и на уровне х от нейтральных осей z₀ и х₀.

В сварных швах, как и в теле балки, нормальные напряжения подсчитываются по формуле (2.6), а касательные – по формуле (2.7), причем в последнем случае вместо b_(z) и b_(x) в формулу подставляют ве­личину nm, где n – количество сварных швов в рассматриваемом сечении m – высота шва. Для нормальных швов принимают m = 0,7δ, где δ – толщина привариваемого листа.

Расчет составных балок связан с необходимостью определения геометрических характеристик их поперечных сечений: площади сечения F, статического момента инерции сечения или его части S, координат центра тяжести х_с, z_с главных моментов инерции J_х0, J_z0.

Для элементарного прямоугольника (рис. 3.13,а) геометрические характеристики находятся из соотношений:

1. площадь сечения F_i=b_ih_i; (2.8)

2) координаты центра тяжести относительно произвольно выбранном системы координат х, z:

; (2.9)

3) статические моменты инерции относительно произвольно выбран­ной системы координат (статические моменты относительно центральных осей x_oi, z_oi равны нулю):

; (2.10)

4) моменты инерции относительно центральных осей x_oi, z_oi

; (2.11)

5) моменты инерции относительно произвольно выбранной системы координат х, z:

. (2.12)

Если сечение балки образовано из п прямоугольников, координаты центра тяжести всего сечения определяются по формулам:

, (2.13)

где F_i – площадь каждого из элементов сечения; x_ci, z_ci – расстояния от центра тяжести элемента до произвольно выбранных координатных осей.

Эквивалентные напряжения σ_э в деталях при сложном напряженном состоянии (сочетание изгиба с кручением, кручения с растяжением-сжатием и т. д.) для пластичных материалов (стали) определяются обычно исходя из энергетической теории прочности:

, (2.14)

а для хрупких материалов (чугуна) – по теории наибольших удлине­ний:

, (2.15)

где σ_Σ и τ_Σ – максимальные («общие») нормальные и касательные напряжения в детали без учета концентрации напряже­ний.

Расчет на прочность ведут, предполагая геометрическую неизменяемость конструкций. Однако элементы конструкций, работающих на сжатие, могут деформироваться и разрушаться из-за потери устойчивости.

Поэтому длинные стержни конструкции кузовов, рам и другие элементы кроме расчета на прочность проверяются на устойчивость. Проверка на устойчивость заключается в сравнении напряжений, возникающих в сжатом стержне от сжимающих сил, с так называемыми критическими напряжениями, которые вызывают потерю устойчивости рассматривае­мого элемента при тех же условиях нагружения. Отношение критических напряжений к напряжениям, возникающим в стержне от сжимающих сил, называется запасом устойчивости. Величина запаса устойчивости выбирается в зависимости от ответственности рассматриваемого элемента, но не менее 1,8…2. 

Сечения элементов конструкций помимо расчетов на прочность проверяются на усталость.

Расчет на усталость. Ряд деталей тяговой передачи, колесных пар и других элементов механического оборудования вагонов работает при переменных нагрузках. Сопротивление материалов действию нагрузок, изменяющих свою величину или знак, существенно отличается от сопротивления тех же материалов статическому действию нагрузок. Это определяет необходимость расчета таких деталей не только на прочность, но и на усталость.

Основными факторами, определяющими предел усталости, т. е. максимальную величину переменного напряжения, при котором деталь может работать неограниченно долго без появления трещин усталости, являются следующие:

1. Степень несимметрии цикла, оцениваемая коэффициентом r, представляющим собой отношение наименьшего напряжения цикла σ_мин к наибольшему σ_макс, взятых с их алгебраическими знаками:

(2.16)

2 . Материал детали (сталь, чугун, цветные металлы) и его механические характеристики.

3. Тип деформации (изгиб, кручение, растяжение-сжатие или их сочетание).

4. Величина местных напряжений в местах выточек, галтелей, у отверстий и пр.

5. Состояние поверхности детали (чистота обработки, наличие окалины, ржавчины, царапин и пр.).

Различают (рис.2.2):

– Симметричный цикл изменения напряжений, имеющих характеристику r=-1.

– Пульсирующий цикл изменения напряжений, имеющий характеристику r=0.

– Асимметричный цикл с неодинаковыми по величине наибольшими и наименьшими напряжениями, каждое из которых не равно нулю. Характеристика асимметричного цикла может лежать в любой точке интервала -1<r>+1. Частным случаем асимметричного цикла является пульсирующий цикл r=0, а крайними случаями – симметричный цикл r=-1 и режим постоянных статических напряжений r=+1.

Наименьшая величина предела усталости при прочих равных условиях отвечает симметричному циклу изменения напряжений.

Расчет конструкций на усталость сводится к определению в них максимальных напряжений с учетом концентрации напряжений. Однако теоретический расчет коэффициентов концентрации напряжений весьма сложен. Поэтому в практике обычно применяется метод расчета коэффициентов концентрации напряжений по графикам, составленным при экспериментальном определении выносливости специальных полированных образцов, по соответствующим формулам:

при изгибе (2.17)

при кручении (2.18)

где или – коэффициенты концентрации напряжения детали, представляющие собой отношение предела ус­талости σ_-1 или τ_-1 «нормального» образца без концентрации напряжений к пределу усталости [σ_-1]_д.к. или [τ_-1]_д.к. рассматриваемой детали с концентрацией напряжений (индекс «д» – деталь, индекс «к» оз­начает наличие концентрации напряжений); или – коэффициенты концентрации напряжений полированного образца, выполненного из материала детали, имеющего форму детали, но отличный от нее (уменьшенный) размер d₀ . Этот коэффициент определяется как отношение пределов усталости образца диаметром d₀ без концентрации напряжений и образца того же диаметра, но с концентрацией напряжений (имеющего галтель, канавку, отверстие, шлицы и т. п.). Здесь индекс «о» означает образец; или – масштабный фактор для образца детали размером d₀ с концентрацией напряжений, учитывающий разницу размеров образца детали и «нормального» образца. Этот коэффициент определяется как отношение пределов усталости [σ_-1]_о.к. или [τ_-1]_о.к. образца детали размером d₀ с концентрацией напряжений и «нормального» образца с концентрацией напряжений (с надрезом); или – масштабный фактор для образца детали размера d₀ без концентрации напряжений. Он представляет собой отношение пределов усталости [σ_-1]_о или [τ_-1]_о этого образца без концентрации напряжений и «нормального» образца без концентрации напряжений; или – масштабный фактор рассматриваемой детали размером d≠d_о, учитывающий разницу размеров d детали и «нормального» образца. Этот коэффициент определяется как отношение пределов усталости [σ_-1]_д.к. или [τ_-1]_д.к. полированной детали диаметром d с концентрацией напряжений и [σ_-1]_о или [τ_-1]_к. «нормального» образца с концентрацией напряжений.

Δ – коэффициент, учитывающий состояние поверхности детали (для деталей, имеющих полированную поверхность, Δ = 0).

К оэффициент (k_σ)₀ для вала с уступом и галтелью при изгибе определяется по кривым рис. 2.3а. Предваритель-но для рассматриваемой детали по отношению r/d и пределу прочности ее материала σ_В определяется коэффици-ент (k_σ)₀₂ при D/d=2 (рис.2.3а). Затем, вычис-лив отношение D/d детали, по графику (рис.2.3б) находят вели-чину отношении:

где (k_σ)₀ —коэффициент концентрации напряжений полированного образца, имеющего форму рассматриваемой детали, но отличные от нее размеры (d_o = 30 мм).

З ависимости приведены для сталей с различными пределами прочности: 1 – σ_в=1200 МПа; 2 – σ_в=1000 МПа; 3 – σ_в=800 МПа; 4 – σ_в=400÷600 МПа; б – изменение коэффициента концентрации напряжений в зависимости от отношения диа-метров D/d.

Искомую величину (k_σ)₀ находят из уравнения

(2.19)

Д ля определения коэффициента (k_σ)_д используется формула (2.3). Входящее сюда отношение масштабных факторов ε_ок и ε₀ и масштабный фактор находят по кривым (рис. 2.4) при диаметре образца d_o⁼30 мм и известном диаметре d детали, а коэффициент Δ – по кривым (рис. 2.5).

Аналогично по кривым рис. 2.4 , 2.5 и 2.6 определяются коэффициенты напряжений (k_τ)_д на галтелях сопряжений вала при кручении. На рис. 2.6 кривая 1 – сталь с σ=1200 МПА, 2 – с σ=600 МПА, 3 - с σ=400 МПА.

Коэффициенты концентраций напря-жений в валах, связанных с прессовой посадкой различных втулок: муфт, зубчатых колес, колесных центров и т. д., опре-деляются схемой загружения напрессованных на вал деталей, конструкцией и материалов втулки. При передаче втулкой на вал только крутящего момента (схема А) или крутящего момента поперечной силы (схема Б) коэффициент (k_σ)₀ определяется следующим образом (рис. 2.6):

1) при известном отношении b/d определяется коэффициент [(k_σ)₀]₅₀ (рис. 2.7а – для втулки из мягкой стали d₀=50 мм);

2) находится относительное изменение коэффициента концентрации в зависимости от предела прочности материала вала (рис.2,7б)

, откуда (2.20)

3. по рис. 2.7в определяется поправочный коэффициент (k_σ)"₀, учитывающий влияние конструкции втулки на величину коэффициента концентрации напряжений (для схемы 1 коэффициент равен 1, для схемы 2 – 0,8, для схемы 3 – 1,35, для схемы 4 – 1,5);

4. в водится поправочный коэффициент (k_σ)^///₀, учитывающий влияние на величину коэффициента концентрации напряжений материала втулки, равный для мягкой стали 1, для цементированной и закаленной стали 1,25, для бронзы 0,75;

5. перемножением коэффи-циентов (k_σ)^/₀, (k_σ)^//₀ и (k_σ)^///₀ определяется эффективный коэффициент концентрации напряжений образца прессового соединения при диаметре вала d_o = 50 мм:

Коэффициент концентра-ции напряжений детали (k_σ)_д определяется по формуле (2.17), причем масштабные факторы ε₀, ε _ок и ε _дк находят по кривым рис. 2.4, коэффициент Δ — по кривым рис. 2.5. Коэффициенты ε₀ и ε _ок определяются при d_o = 50 мм: первый — по кривой 1 или 2 в зависимости от материала вала (углеродистая или легированная сталь) при отсутствии концентрации напряжений, а второй — по кривой 2 или 3. Коэффициент ε _дк определяется по кривой 2 или 3 при d, равном диаметру вала.

Прочность резьбы болтов и гаек при переменных нагрузках оценивается максимальной величиной амплитуды цикла напряжений:

(2.21)

отвечающей пределу усталости материала болтов. При этом учитывается предварительная затяжка болтов.

При первоначальной затяжке, обеспечивающей работу болта в области напряжений одного знака σ_макс >0 и σ_мин >0, величина максимальной амплитуды цикла, отвечающей пределу усталости, для болтов диаметром 10 мм из углеродистой стали при нормальной гайке и метрической резьбе почти не зависит от предела прочности и равна около 6 МПа (σ_ν =6 МПа). Условие прочности при переменных нагрузках принимает в этом случае вид:

(2.22)

При увеличении диаметра болта предельная амплитуда цикла уменьшается по кривой 4 (см. рис. 2.4), следовательно, условие прочности болта при переменной нагрузке, когда диаметр болта не равен 10 мм, приобретает вид:

(2.23)

где масштабный фактор ε _д.к при заданном диаметре d болта определяется по кривой 4 (см. рис. 2.4).

При работе болта в режиме знакопеременной нагрузки зазор в нарезке придает нагрузке ударный характер. Поэтому предел усталости стальных болтов при симметричном цикле растягивающих и сжимающих напряжений принимают на 25—30% ниже предельной амплитуды цикла напряжений, соответствующей режиму знакопостоянной нагрузки.

Общий ход решения задачи по оценке усталостной прочности детали состоит в следующем.

1. Определяются расчетные нагрузки и характеристики цикла нагружения для каждого вида деформации детали: σ_макс, σ_мин, τ_макс, τ_мин и r.

2. По справочным данным находятся пределы усталости нормальных образцов из материала детали при изгибе σ^и_-1, растяжении-сжатии σ⁰_-1, и кручении τ_-1 – при симметричном цикле нагружения. Некоторые из этих данных приведены в табл. 2.1.

3. Вычисляются коэффициенты концентрации напряжений (k_σ)_д и (k_τ)_д по формулам (2.17) и (2.18) для всех видов деформаций с помощью кривых (см. рис. 2.2…2.7).

4. Определяется величина предела усталости детали для всех видов деформаций при симметричном цикле нагружения (σ_-1)_д и (τ_-1)_д по формулам:

и . (2.24)

Таблица 2.1

Марка ста­ли	Термообработка	σв	σи-1	σ0-1	τ-1
10	Нормализация	32-42	16-22	12-15	8-12
20	»	40-50	17-22	12-16	10-13
30	»	48-60	20-27	17-21	11-12
45	»	60-78	25-34	19-25	15-20
40ХН	Закалка 830—840°С в масле; отпуск при 500—550°С	90	40	29	24
12ХН3А	Закалка при 860°С в масле; отпуск при 560°С	95	39-47	27-32	22-26
12ХНВА	Закалка при 950°С и затем при 850°С в масле; отпуск при 200°С	115	54-59	36-40	33-36
3ОХМА	Закалка при 880°С в масле; отпуск при 200°С	95	47	—	—

5. Определяется величина предела усталости детали для тех же ус­ловий при асимметричном цикле нагружения (если имеет место асимметрия нагрузок):

(2.25)

где [р_-1] –предел усталости при симметричном цикле σ_-1 или τ_-1 в зависимости от характера деформации;

[р_r] –предел усталости при асимметричном цикле для деформации того же вида (т. е. σ_r или τ_r);

[σ] – допускаемое напряжение для деформации данного вида при статической нагрузке; r– характеристика цикла нагружения.

6. Определяется величина запаса усталости для каждого вида деформации по отношению к общим расчетным напряжениям:

или . (2.26)

7. Определяется величина общего запаса прочности детали по условиям усталости по отношению к общим расчетным напряжениям:

(2.27)

Расчет на работоспособность (срок службы). На работоспособность (износ, срок службы) рассчитываются детали подвижного состава, работающие в условиях трения: подшипники, зубья шестерен редукторов и др. Расчеты на работоспособность производятся условными методами, причем последние различны для деталей разных видов. Общим для этих расчетов является определение расчетных нагрузок. Расчет на работоспособность производится по так называемой эквивалентной нагрузке, определяемой по формуле

, (2.28)

где Q_o – постоянная (статическая) нагрузка детали; Q_Σ – максимальная нагрузка детали с учетом временных нагрузок; p – продолжительность действия временных нагрузок в процентах к общему времени работы детали.

Аналогично определяются и эквивалентные напряжения σ_эк

, (2.29)

где σ_о – напряжения в детали от постоянных нагрузок; σ_Σ– напряжения от максимальной нагрузки.

В качестве постоянной нагрузки деталей кузова и ходовых частей принимают расчетную статическую нагрузку. Средняя нагрузка деталей тяговой передачи определяется интегрированием кривых движения на характерном перегоне или маршруте по формуле

(2.30)

где M_i – момент, развиваемый тяговым двигателем в i-тый промежуток времени; Δt_i –величина этого промежутка.

Интегрирование распространяется в этом случае на период езды под током (пуск или электрическое торможение).

При ориентировочных расчетах средняя нагрузка тяговой передачи определяется по величине момента, развиваемого тяговым двигателем при среднем пусковом ускорении или среднем тормозном замедлении.

В современном транспортном машиностроении применение различных марок стали, некоторых цветных металлов и древесины при изготовлении механической части подвижного состава с каждым годом уменьшается, зато весьма интенсивно возрастает удельный расход алюминиевых и магниевых сплавов, пластмасс и различных синтетических каучуков. Применение пластмасс, специальных легированных сталей и алюминиевых сплавов в конструкциях подвижного состава позволяет значительно снизить его вес и удельный расход энергии на движение.

Пластмассы. Пластмассы находят применение для изготовления кузовов, пар трения, работающих как со смазкой, так и без смазки, для изготовления упругих частей сидений, мало нагруженных шестерен (например, в приводах контроллеров и др.), изготовления фрикционных элементов тормозов и т. д.

Быстрому внедрению пластмасс в транспортное машиностроение способствуют:

1. малая удельная масса (1…2 г/см³), обеспечивающая значительное снижение веса конструкций;

2. высокая химическая стойкость при воздействии кислот, щелочей и нефтепродуктов;

3. высокие диэлектрические свойства пластмасс, позволяющие использовать их в качестве изоляционных материалов;

4. способность хорошо воспринимать ударные и вибрационные нагрузки;

5. хорошие антифрикционные свойства. Благодаря малому коэффициенту трения подшипники из пластмасс могут работать даже без смазки (μ = 0,10…0,15);

6. простота переработки в изделия (литье, формование), обычно исключающая необходимость в обработке резанием, и высокая производительность оборудования, применяемого для изготовления деталей из пластмасс;

7. сравнительно невысокая стоимость.

Недостатками пластмасс являются:

1. малая теплопроводность (в 200…300 раз меньше, чем у стали), затрудняющая теплоотвод. Это усложняет, в частности, проектирование подшипников. Однако в отдельных случаях малая теплопроводность пластмасс является ценным свойством, например при применении их, для теплоизоляции кузовов;

2. относительно малая теплостойкость большинства существующих пластмасс, ограничивающая рабочие температуры до 200…300°С;

3. высокий коэффициент термического расширения, а также значительная влаго- и маслопоглощаемость некоторых пластмасс. Вследствие этого зазоры в пластмассовых парах трения должны увеличиваться на 30…60% по сравнению с зазорами в металлических парах трения;

4. малая несущая способность и относительно малая твердость некоторых пластмасс.

Пластмассы отличаются чрезвычайно большим разнообразием физико-технических свойств и характеристик. Для унификации показателей и облегчения инженерных расчетов при конструировании деталей и узлов из пластмасс разработаны комплексы: общей инженерной оценки конструкционных возможностей жестких пластмасс и инженерных расчётов деталей и конструкций из жестких пластмасс.

Первый комплекс определяет перечень показателей оценки физико-технических свойств пластмасс, второй – основные требования конструирования и расчета деталей.

Прочность пластмассовых деталей со временем уменьшается, поэтому при их расчете на долговечность основные показатели прочности умножают на коэффициент долговечности, учитывающий уменьшение прочности со временем.

Понижение показателей прочности пластмасс без наполнителей рекомендуется определять по формуле

(2.31)

где σ_в – предел прочности материала к моменту t в МПа; σ_в.н – начальная прочность в МПа; t – время в ч; m и b – константы полимера; k_долг – коэффициент долговечности.

Пример. Определить снижение прочности полиэтиленовой детали через 3 года (около 20 000 ч), если константы этого полимера равны: m=0,040 и b=1∙10^-5.

Из выражения (2.31) получаем:

Следовательно, прочность полиэтиленовой детали через 3 года составит 42% первоначальной ее прочности.

Резина. Широкое применение резиновых эластичных элементов в ряде новых конструкций отечественного подвижного состава городского электротранспорта стало возможным благодаря освоению резинотехнической промышленностью производства высокоупругой резины с большой сопротивляемостью механическим и химическим воздействиям, удешевлению технической резины и созданию таких конструкций резиноупругих элементов, которые позволили повысить степень шумо- и виброизоляции узлов механического оборудования и получить такие характеристики упругих элементов и срок их службы, достижение которых было невозможно ранее при использовании, например, металлических рессор.

Резиновые упругие элементы и амортизаторы широко применяются и в зарубежных конструкциях подвижного состава электрического транс­порта, выпускаемого в Чехословакии, ГДР, ФРГ, Швеции, США, Англии, Финляндии и ряде других стран.

На электрическом подвижном составе резиновые и резино-металлические детали подвергаются значительным нагрузкам; в условиях СССР они должны обладать морозо- и теплостойкостью в пределах температур от –55°С до +60°С. Этим требованиям удовлетворяют натуральный каучук (НК) и некоторые сорта синтетических каучуков (СК). Необходимые физические свойства резина получает от примесей, составляющих до 50% ее полного веса.

При оценке резины исходной величиной, характеризующей ее упру­гие качества, является твердость Н_р, измеряемая в условных единицах по ГОСТ 263–53 твердомером ТМ-2 (твердость по Шору). Связь статического модуля упругости при сдвиге G и твердости Н_р выражается эмпирической зависимостью:

(2.32)

Поскольку коэффициент Пуассона для резины близок к 0,5, соотношение между модулем растяжения Е и модулем сдвига G приближённо равно:

(2.33)

Модуль сжатия резины Е_сж в отличие от G и Е зависит не только от твердости, но и от формы, размеров и способа соединения резины с элементами армировки.

При сжатии резины опорные поверхности независимо от того, армированы они металлом или не армированы, затрудняют свободу деформации (выпучивания) резины. Поэтому при сжатии расчетное значение модуля нормальной упругости повышается в k раз, т. е.

Е_сж=kE, (2.34)

где k – коэффициент ужесточения.

При растяжении то же явление происходит лишь в том случае, если поверхности, к которым приложены растягивающие усилия, армированы металлом,

Е_{раст.арм}=Е_сж =kE. (2.35)

Для оценки влияния формы резинового элемента на упругие свойства вводится понятие коэффициента формы k_Ф, представляющего собой отношение площади основания резиновой эластичной детали к площади боковой поверхности (площади выпучивания).

Например, для цилиндрической детали

(2.36)

для кольцевой детали

(2.37)

для детали прямоугольного сечения

(2.38)

где d – наружный диаметр; d_в – внутренний диаметр; b и l – стороны прямоугольного сечения; δ – толщина ненагруженной детали.

Средняя зависимость коэффициента ужесточения k от коэффициента формы k_Ф приведена на рис. 2.8.

Э та зависимость в точности соответствует деталям цилиндрического и кольцевого сечения, а также частному случаю прямоугольного сечения при b/l=5. При b/l=1…2 коэффициент выше примерно на 30%, а при b/l→∞ ниже также примерно на 30%.

При динамических нагрузках, возникающих при колебаниях резиновых эластичных деталей, модули сжатия и сдвига резины заметно выше модулей при статическом приложении нагрузки.

Величину динамических модулей упругости Е_дин и G_дин определя­ют по следующим формулам:

Е_дин=k_твЕ_сж; G_дин=k_твG. (2.39)

Переводной коэффициент k_тв в выражениях (2.25) находят в зависимости от твердости резины Н_Р по графику, приведенному на рис. 2.9. Динамический модуль упругости резины Е_дин при циклических деформациях n>10 гц остается практически постоянным.

В зависимости от характера деформаций применяют различные способы расчета резиновых эластичных деталей. Прочность резиновых деталей проверяется по величинам деформаций от приложенной мак­симальной нагрузки. При деформации сдвига рекомендуется, чтобы угол сдвига θ_макс не превышал 20…25°, а максимальная относительная деформация Δδ_макс/δ при сжатии должна быть не более 0,2…0,25.

При проектировании резиновых деталей, как правило, обеспечивают плавные переходы поверхности и свободу выпучивания резинового слоя при сжатии.

Ниже приведены основные формулы для расчета резиновых деталей (рис. 2.10).

Сдвиг:

(2.40)

где F – площадь поперечного сечения сдвига; θ и θ°– угол сдвига соответственно в рад и в град; t – смещение от сдвига; δ – высота недеформированного эластичного элемента.

В формуле (2.40) принято sin θ =0.

Сжатие любых и растяжение только армированных резиновых деталей (2.41)

Широкий ассортимент конструкционных материалов, выпускаемых промышленностью, позволяет конструктору подобрать такое сочетание материалов, которое может обеспечить оптимальную долговечность узла. Однако проектировщики, подбирая для конструкции те или иные материалы, обычно руководствуются данными прочности, веса, технологией изготовления деталей и их стоимостью, но не всегда учитывают, как выбранные материалы и их сочетание влияют на долговечность механического оборудования. Вследствие этого те преимущества, которых добиваются конструкторы и технологи при создании нового подвижного состава путем уменьшения веса и стоимости экипажа, сводятся на нет из-за его низкой долговечности и необходимости проведения при эксплуатации трудоёмкого и материалоёмкого ремонта.

С этой точки зрения весьма важен правильный подбор марок материала по их коррозионной стойкости, выделению при старении агрессивных по отношению к металлам веществ, снижению прочности.

Таким образом, выбирая материалы для изготовления механических узлов электрического подвижного состава, необходимо учитывать следующие основные положения:

– прочностные показатели материалов должны соответствовать расчетным нагрузкам;

– срок службы применяемых материалов, в особенности идущих на изготовление основных базовых узлов механического оборудования, должен быть одинаков для всех деталей узла и соответствовать проектируемому сроку службы с учетом необходимых ремонтных работ;

– создание деталей из разных материалов не должно снижать срок службы узла в целом или, по крайней мере, наиболее дорогостоящих деталей в узле;

– детали из недолговечных материалов должны быть легкосъемными для возможности легкой замены во время ремонта или эксплуатации;

– стоимость применяемых материалов должна быть минимальной или оптимальной с учетом принятой долговечности.

1.Классификация кузовов, основные требования, предъявляемые к их конструкции.

2. Конструктивное исполнение кузовов ПС ЭТ. Оборудование кузовов.

3. Методы расчета кузовов на прочность и устойчивость.

4. Нагрузки, действующие на элементы механического оборудования.

Определение. Кузовом называется элемент экипажа, опирающийся на ходовые части и предназначенный для размещения пассажиров или грузов, обслуживающего персонала и необходимого оборудования.

К кузовам подвижного состава городского электрического транспорта предъявляются следующие основные требования:

1. внешние размеры кузова должны вписываться в соответствующие габаритные ограничения, предусматриваемые для данного типа подвижного состава;

2. внутренние размеры кузова должны обеспечивать рациональную и удобную планировку пассажирского салона и рабочих мест обслуживающего персонала, а также ее соответствие требованиям безопасности и технической эстетики;

3. конструкция кузова должна обеспечивать возможность удобного доступа для обслуживания и замены оборудования при ремонте и осмотрах в условиях эксплуатации;

4. в кузове должны быть предусмотрены устройства для принудительной вентиляции, отопления, прокладки трубопроводов, электропроводки и т. д.

Форму кузова определяют конструкции путевых устройств и ходовых частей, а также условия эксплуатации подвижного состава.

По внешнему очертанию кузова подвижного состава городского электрического (пассажирского) транспорта отличаются большим разнообразием. В большинстве случаев они имеют форму прямоугольного параллелепипеда с прямыми или скошенными по трапеции торцовыми частями (см., например, рис. 1.1). Подвижной состав некоторых специальных типов имеет полуобтекаемые или обтекаемые кузова, форма которых приспосабливается к особенностям конструкции ходовых частей и путевых устройств (см., например, рис. 1.2, 1.13, 1.15).

Форма и размеры кузова должны обеспечивать минимальное сопротивление движению в воздушной среде, особенно при скоростях движения более 11…14 м/сек (40…50 км/ч). Аэродинамические свойства геометрической формы кузова характеризуются коэффициентом обтекаемости С_х. Для наиболее распространенных типов подвижного состава городского электрического транспорта считают целесообразной такую внешнюю форму кузова, которая обеспечивает величину С_х = 0,4 … 0,5.

К узова классифицируют по следующим основным признакам:

1. по способу восприятия нагрузок;

2. по конструкции каркаса и способу его соединения с рамой кузова;

3. по основному материалу, из которого изготовлен кузов.

По способу восприятия нагрузки кузова подразделяют на три основных вида (рис. 3.1):

а) – с несущей рамой;

б) – с несущими боковыми стенками и рамой;

в) – цельнонесущие.

У кузова первого типа единственным несущим элементом является рама. Кузов второго типа состоит из рамы и жестко связанного с ней каркаса стенок. В такой конструкции кузова основные нагрузки воспринимают не только рама, но и боковые стенки. Несущие стенки позволяют облегчить раму и одновременно повысить прочность и жесткость кузова.

В цельнонесущих кузовах третьего типа рама и каркас стенок и крыши жестко связаны между собой и образуют единую коробчатую конструкцию. Такая конструкция позволяет выполнить кузов наиболее лёгким, прочным и жестким.

По способу сборки наружной обшивки с каркасом кузова подразделяют на клепаные, сварные и клепано-сварные.

Сварные кузова имеют ряд преимуществ в сравнении с клёпаными. Их отличают простота оборки узлов рамы и каркаса и, следовательно, меньшая стоимость, а также меньший вес.

Недостатком клёпаных кузовов является большой вес по сравнению со сварными, ослабление клёпаных узлов с течением времени, сложность и высокая стоимость сборки. Преимущество кузовов этого типа – сравнительно простая замена деталей при ремонте.

В конструкциях современных кузовов применяют самые разнообразные материалы, поэтому классификация кузовов по используемому материалу носит несколько условный характер. Металлическими кузовами называют такие, у которых все несущие элементы и обшивка изготовлены из металла. В последнее время начинают получать распространение кузова, у которых каркас или ряд несущих элементов каркаса металлические, а облицовка и обшивка выполнены из пластмассы.

Конструкция кузовов шарнирно сочлененного подвижного состава городского электрического транспорта, помимо отмеченных выше признаков, характеризуется количеством сочлененных кузовов (кузовных секций) и принципом сочленения кузовных секций.

Ш арнирно сочлененный подвижной состав может иметь две кузовные секции (рис. 3.2а, в, г), две кузовные секции и укороченную межкузовную вставку (см. рис. 3.2б) или три кузовные секции.

Сочлененные поезда метрополитена и монорельсовых дорог могут иметь и большее количество сочлененных кузовных секций (до девяти).

Выбор способа сочленения кузовов шарнирно сочлененного подвижного состава определяется прежде всего расчетными нагрузками и принимаемыми габаритами.

Различают:

1) опорное сочленение кузовов, при котором шарнирный узел, соединяющий смежные консольные кузовные секции, опирается на одну общую для них тележку (рис. 3.2а). Этот тип сочленения кузовов характерен для вагонов трамвая и метрополитена;

2) мостовое сочленение кузовов, при котором на консолях двух смежных кузовных секций с ходовыми частями шарнирно укрепляется (подвешивается) промежуточная кузовная секция, не имеющая под собой ходовых частей (рис. 3.2б). Это сочленение находит применение в конструкции сочлененных трамвайных вагонов;

3 ) консольное (полуприцепное) сочленение кузовов. Конструктивная схема сочленения кузовов этого типа показана на рис. 3,2в. Передняя кузовная секция опирается на находящиеся под ней ходовые части; задняя секция под одним из своих концов имеет ходовые части, а другим концом (консолью) через шарнирный узел опирается на раму кузова передней секции. Такое сочленение кузовов наиболее распространено и применяется как на рельсовом, так и на безрельсовом подвижном составе;

4) сочленение прицепного типа, при котором вес прицепной секции целиком воспринимается колесами этой секции, а сочленение нагружено только тяговым усилием (рис. 3.2г).

Выбор способа сочленения кузовных секций зависит в основном от их числа в экипаже и расстояния между опорами.

Основными элементами кузова являются каркас с обшивкой и рама. Каркас кузова показан на рис. 3.3. Его образуют вертикальные 1 и продольные 2 элементы жесткости. Вертикальные стойки 1 каркаса стенок и дугообразные профили 3 крыши образуют поперечные силовые пояса каркаса кузова. Эти пояса соединяются между собой по всей длине продольными поясами 2, образуя вместе с ними, рамой 4 и обшивкой 5 единую несущую конструкцию. Расстояние между отдельными стойками зависит от принятой ширины оконных и дверных проемов и простенков между ними.

О бшивка каркаса выполняется из стальных либо пластмассовых армированных панелей. Для уменьшения шума от вибрации на внутрен­нюю сторону обшивки наносится шумопоглощающая паста.

Конструкция рамы кузова во многом определяется типом и конструкцией ходовых частей. На рис. 3.4 показаны схемы основных типов рам рельсового подвижного состава. Бестележечные экипажи имеют, как правило, рамы, выполненные с несущим обвязочным поясом 1, по схеме а. Остальные элементы рам этого типа (поперечные балки 4 и продольные балки 5) не являются несущими и предназначены для установки различного оборудования.

Рамы тележечного подвижного состава выполняются по схеме б с несущим обвязочным поясом 1 или по схеме в с несущей хребтовой балкой 3. Нагрузки рамами этого типа передаются на ходовые части шкворневыми балками 2.

О бычно кузовные рамы современного подвижного состава выполняются как единая цельная конструкция с неразрезным обвязочным поясом. Однако встречаются и составные рамы (схема г). В этом случае с основной рамой 1 связывают рамы площадок 6, которые могут располагаться в одной плоскости с основной рамой или ниже в зависимости от принятого способа организации посадки и высадки пассажиров. К нижней части рамы площадки крепится коробка для тягового и буферного приборов.

Рамы кузовов вагонов метрополитена выполняются обычно по схеме в (рис. 3.4).

Кузова безрельсового подвижного состава могут иметь (рис. 3.5):

а) рамы с двумя продольными балками (лонжеронные рамы);

б) безрамную конструкцию, в которой несущими элементами, выполняющими роль рамы, являются основание и каркас кузова.

Рамы первого типа (схема а) обычно изготовляются из балок швеллерного сечения 1, соединенных поперечинами 2. Форма сечения поперечин зависит от их дополнительного назначения, связанного с установкой приборов и агрегатов.

Безразмерные и смешанные конструкции кузовов (схема б), получившие в современном безрельсовом подвижном составе наиболее широкое распространение, имеют усиленные элементы 3 основания кузова.

Основание несущего кузова троллейбуса ЗИУ-9 (рис. 3.6) образуют два продольных лонжерона 1 и 2, выполненных из отдельных секций-ферм, и десять поперечных ферм 3…13. Секции лонжеронов составлены из продольных балок 20, вертикальных стоек 21 и раскосов 22. Для увеличения жесткости основания лонжероны 1 и 2 дополнительно связаны с поперечными фермами 3…12 раскосами 23. На поперечных фермах 4–5, 6–7 и 13 установлены опоры 14 пневматических упругих элементов подвески. В местах расположения подножек основание усилено дополнительными связями 15 и раскосами 16. Буксирные крюки 17 связаны с лонжеронами 1 и 2 раскосами 18. На кронштейнах 19 крепятся тяговый двигатель, аккумуляторные батареи и другое оборудование.

На рис. 3.7 показана схема кузова с несущими стенками и рамой загона метрополитена. Стенка кузова состоит из нижнего 1, верхнего 2, надоконного 3 и подоконного 4 обвязочных брусьев, связанных между собой вертикальными стойками 5. Каркас покрыт обшивкой 6 из стальных листов, которая работает как несущий элемент и обеспечивает не­обходимую жесткость стенки.

Стенка кузова жестко связана с рамой и воспринимает совместно с ней все нагрузки. Конструкция характеризуется большой жесткостью на изгиб в вертикальной плоскости.

Н есущие стенки позволяют облегчить раму и снизить общий вес кузова при одновременном повышении его прочности и жесткости.

В кузовах цельнонесущей конструкции раму нельзя рассматривать как самостоятельную часть кузова. Обеспечение устойчивости формы такого кузова достигается выбором рационального соотношения между площадью панелей боковых, торцовых стен, крыши и толщиной обшивки, а также соответствующей величины шага между элементами продольных и поперечных поя­сов каркаса. Эти соотношения определяются расчетом кузова на прочность и жесткость. Вес кузова может быть уменьшен различными способами:

1)   применением специальных профилей, обеспечивающих наиболее полное использование материала с учетом особенностей нагрузки кузова;

2) выполнением поперечного очертания кузова, приближающимся к кольцевому;

3. расположением дверных проемов и монтажных люков вблизи опор кузова, а оконных проемов и простенков – на наивыгоднейших расстояниях между стойками:

4. применением в конструкции кузова специальных (низколегированных) сталей, алюминиевых сплавов, искусственных материалов и пластмасс. При этом повышается также износоустойчивость кузовов и устраняется необходимость окраски.

Снижение веса кузова позволяет, в свою очередь, уменьшить и вес ходовых частей. В связи с этим уменьшаются необходимая мощность и вес электротягового оборудования, а также стоимость тяговых подстанций и сети, уменьшается расход электроэнергии, снижаются расходы по эксплуатации рельсового пути. Расчеты показывают, что уменьшение веса кузова трамвайного вагона на 35% снижает стоимость сооружения подстанций примерно на 10% и вместе с тем уменьшает эксплуатационные расходы по электрическому подвижному составу, пути и оплате электроэнергии до 20%.

Двери кузовов электроподвижного состава безрельсового транс­порта и трамвайных вагонов располагают только с одной стороны в зависимости от принятого направления движения транспорта (на отечественном подвижном составе справа по ходу движения), кузова вагонов метрополитена имеют двери с обеих сторон. Количество дверей и их расположение выбирается таким образом, чтобы обеспечить быстрый пассажирообмен и наименьший средний путь пассажира внутри кузова до выходных и входных дверей. В троллейбусах и трамвайных вагонах средней вместимости этот путь составляет в зависимости от принимаемой планировки от 3 до 4 м для шарнирно сочлененного подвижного состава 2,5…3 м, для вагонов метрополитена 2…2,5 м.

Как показывают наблюдения, время посадки пассажира наземного транспорта примерно на одну треть больше времени, которое затрачивается им при высадке. Поэтому для выравнивания времени посадки и высадки пассажиров общая ширина всех входных дверных проемов должна превышать ширину выходных проемов.

Таблица 3.1

Длина троллейбуса в м	Количество и тип двери
Свыше 8,5 до 10 вкл.	2 двойные
»10 »11 »	2 или 3 (из них 2 двойные)
»11 »12 »	3 (в том числе 2 двойные)
»12	3 или 4 (в том числе 3 двойные)

На современном подвижном составе все двери открываются и закрываются при помощи воздушного или электрического привода, управляемого водителем. В верхней части двери имеют проемы для стекла, торцы створок снабжаются резиновыми уплотнениями. Каркас подножки изготовляется из углового или коробчатого штампованного профиля, облицованного стальным листом, и покрывается сверху рифленой резиной. Подножки крепятся к раме и каркасу кузова сваркой. Внутри кузова у дверей установлены вертикальные или наклонные поручни.

В закрытом состоянии двери должны исключать возможность входа пассажиров. В целях безопасности пассажиров применяют различного рода блокировки, не позволяющие включать тяговые двигатели при открытых дверях, блокировки автоматического открывания двери при попадании пассажира между створками и т. д.

П ринципиальные схемы некоторых типов дверей показаны на рис. 3.8. Применяются створчатые, ширмовые, задвижные и поворотно-раздвижные двери.

Створчатые двери (схема а) при открывании поворачиваются вокруг оси 0. Ширмовые двери (схема б) при открывании складываются. При этом створка 3 поворачивается вокруг оси 0 и увлекает за собой створку 4, связанную с первой поворотными петлями 5. Ролик 1 перемещается в направляющей 2 к оси 0. Задвижные двери при открывании заходят в специальные карманы, как показано на схеме в пунктиром. Поворотно-раздвижные двери (схема г) подвешиваются на рычагах 6 в осях 7. При открывании дверей рычаги 3 пово­рачиваются вокруг осей 0, ролики 1 перемещаются по направляющим 2 и створки занимают положение, показанное на схеме г пунктиром.

Окна современного пассажирского электрического подвижного состава городского транспорта имеют большие проемы. Их, как правило, делают неоткрывающимися, кроме верхней фрамуги, которая выполняется откидной внутрь пассажирского салона или раздвижной. Стекла закрепляют в штампованных металлических рамах или в резиновых профилях

Расположение оконных проемов по высоте кузова определяется по ГОСТ. Конструкция окон не должна ухудшать обзорность с пассажирских сидений. Если в конструкции окна предусматривается разъем, то горизонтальная линия стыка верхней и нижней частей окон не должна располагаться на уровне глаз сидящего пассажира.

Стекло, применяемое для окон пассажирского помещения, не должно давать ранящих осколков и искажать видимые через него предметы. Для остекления скатов крыши применяют специальные типы детермального или тонированного стекла, защищающего пассажиров от теплового воздействия солнечных лучей.

Рост скорости движения подвижного состава требует улучшения обзора пути с рабочего места водителя. Для этого стремятся максимально расширить переднее и боковое остекление кабины водителя.

Пол кузова изготавливается из листов бакелизированной фанеры. В проходе пол покрывают специальным резиновым ковром, линолеумом или пластмассовыми блоками. Для защиты от нагрева пусковыми сопротивлениями пол изолируют с нижней стороны асбестовым картоном, облицованным стальным листом.

При изготовлении пола вместо линолеума или резины применяют также различные специальные покрытия (ксилолит, грануластик и т. д.), наносимые в жидком виде на специальное основание из стально­го гофрированного листа, сетки с крупными отверстиями, и т. д.

Стены, потолки и внутренние перегородки пассажирских кузовов внутри обшиваются прессованными деревоволокнистыми плитами с на­клеенным тонким пластмассовым покрытием, линкрустом, метал­лическими или декоративными фанерными листами. Между внутренней и внешней обшивками помещают слой теплоизоляции. Для снижения шума от вибрации обшивка покрывается с внутренней стороны слоем шумопоглощающей мастики.

Крышевые покрытия кузовов, не требующих утепления, например, кузовов вагонов метрополитена, выполняются из плоских или гофриро­ванных стальных листов толщиной 1,5…2 мм, привариваемых к крышевым дугам. В кузовах, требующих утепления, к крышевым дугам крепится потолок, состоящий из настила и обшивки (фанера, картон, пластик и т. д.). Пространство между крышей и потолком заполняется теплоизолирующим материалом.

Современный электрический подвижной состав безрельсового городского транспорта оборудуется, как правило, одним постом управления, что повышает вместимость кузова, удешевляет стоимость электрооборудования и монтажа, сокращает высоковольтные коммуникации системы управления. На рельсовом транспорте применяется, как один, так и два поста управления. Для улучшения условий работы водителя пост управления размещается в отдельной кабине или полукабине.

Расположение сидений в пассажирском салоне бывает поперечное, продольное, купейного типа и продольно-поперечное (смешанное).

Д ля безрельсового подвижного состава городского электрического транспорта в качестве основного типа принимается планировка с поперечным расположением сидений пассажирского помещения. В зависимости от ширины кузова применяются двухместные и одноместные сиденья. В современных отечественных троллейбусах с шириной кузова 2600…2700 мм – четырехрядное поперечное расположение сидений (рис. 3.9а); в троллейбусах с шириной кузова 2500 мм и в трамвайных вагонах наиболее часто применяется трехрядная поперечная планировка пассажирского помещения (рис. 3.9б). Для увеличения вместимости кузова и устранения пробок от скопления пассажиров, в особенности у входных и выходных дверей, ширину проходов увеличивают до 1…1,5 м и устраи-вают специиальные накопительные пло-щадки. При этом уменьшают число мест для сидения в поперечных рядах или применяют продольное расположение диванов. Ширина проходов между рядами сидений в этом случае не превышает 0,6…0,65 м.

На рис. 3.9 показаны примеры планировок с накопительными пло­щадками у входных дверей. У шарнирно сочлененного троллейбуса ТС-2 большой вместимости накопительные площадки образованы за счет уменьшения числа мест для сидения в поперечных рядах (рис. 3.10).

П оперечная планировка кузова купейного типа (рис. 3.11) применяется на монорельсовом подвижном составе и некоторых типах вагонов зарубежных метрополитенов (подвижной состав гамбургского, роттердамского метрополитенов и др.).

П родольная планировка кузова может быть признана целесообразной при необходимости существенного повышения вместимости в сочетании с мальм временем средней продолжительности поездки пассажира. Подобную планировку имеют вагоны отечественных метрополитенов (рис. 3.12). С каждой стороны кузова расположены четыре двери, являющиеся входными и выходными, что обеспечивает при весьма малом среднем пути пассажира в кузове быстрый пассажирообмен на остановочных пунктах при коротких стоянках.

Высота пола безрельсового подвижного состава от уровня дороги не должна превышать 920…960 мм, а у трамвайных вагонов – около 900 мм. Для уменьшения высоты и числа ступенек для входа в пассажирское помещение в этом случае в зонах накопительных площадок у дверных проемов стремятся понизить уровень пола за счёт устройства порога или переходного пандуса с тем, чтобы максимально облегчить посадку и высадку пассажиров. Количество ступеней (включая подножку) на троллейбусах длиной менее 11 м должно быть не более трех, а на троллейбусах длиной более 11 м и всех трамвайных вагонах – не более двух.

На троллейбусах максимальная высота первой ступени от уровня дороги не должна превышать 320…360 мм. Эта же высота для трамвайных вагонов (от головки рельса) – 300 мм. Подвижной состав скоростного трамвая, предназначенного для движения, как в тоннелях, так и в одном уровне с дорожным полотном, оборудуют специальными откидными ступенями с пневматическим или электрическим приводом.

Одним из основных факторов, определяющих комфортабельность современного подвижного состава, является обеспечение в пассажирском помещении микроклимата, наиболее благоприятного для самочувствия пассажиров: температура воздуха в пассажирском помещении должна поддерживаться в пределах 18…20°С, относительная влажность составлять 50%, количество свежего воздуха, подаваемого в салон (в расчете на одного человека), 0,56 м³/мин, скорость его подачи не более 0,15 м/сек. При этом предполагается полное отсутствие в воздух пыли и вредных примесей.

Отопление. Система отопления пассажирского помещения городского электрического подвижного состава должна обеспечивать поддержание температуры на уровне 1 м от пола при закрытых дверях не ниже плюс 14°С. Тепло, поступающее через систему отопления, должно равномерно распределяться по всему объему пассажирского помещения. Допускаемый перепад температур в салоне не должен превышать 10°.

Общее подводимое количество тепла, которое необходимо для обогрева кузова, складывается в основном из потерь тепла через ограждения (пол, крыша, стенки, стекла) и количества тепла, теряемого с вентилируемым воздухом.

Основными факторами, определяющими возможность создания в пассажирском помещении комфортных условий, являются теплоизоляция и герметизация кузова.

Элементы системы отопления могут конструктивно и функционально объединяться с элементами системы вентиляции.

Н а подвижном составе городского электрического транспорта наиболее распространены системы отопления, в которых используется тепло, выделяемое пусковыми сопротивлениями, или отопления электрическими печами, устанавливаемыми под сиденьями.

П римером такой системы отопления является система отопления троллейбуса ЗИУ-682Б, схема которой приведена на рис. 3.13. Центробежный вентиля-тор 1 засасывает воздух из салона через заборник 2, расположенный под одним из пассажирских сидений, и нагнетает его в ящик пусковых сопро-тивлений 3. Нагретый воздух в зависимости от положения заслонки 4 выбрасывается в атмо-сферу через патрубок 5 или через патрубок 6 в пассажирский салон. Положение заслонки 4 устанавливается рукояткой 7. Теплый воздух через установленный вдоль борта канал 8 равномерно распределяется по длине салона.

На некоторых типах троллейбусов и вагонов метрополитена применяются системы калориферного отопления пассажирского салона с центральным подогревом воздуха, температура которого автоматически регулируется термостатом. Потребная мощность отопления пассажирского помещения определяется из расчёта 6…8 квт для подогрева 1 м³ воздуха на один градус разности внутренней и наружной температур.

На рис. 3.14 показана принципи­альная схема системы лучистого отопления швейцарского троллейбуса «Вевей, тип II». В боковых стенах и потолке машины уложен специальный кабель 3, питаемый напряжением силовой цепи. Кабель заключен в обо­лочку 2 специального профиля, которая своими широкими полками закреп­лена на алюминиевых пластинах 1. К пластинам крепится облицовка 4 стен и потолка из прессованной древесины. Кабель, нагреваясь до температуры около 80°С, создает на поверхности облицовки кузова температуру до 50°С. Определенным сочетанием отражающих и поглощающих поверхностей достигается необходимая направленность тепловой радиации в объеме пассажирского помещения.

Вентиляция. Выбор системы вентиляции определяется назначением и условиями работы подвижного состава.

Производительность системы вентиляции пассажирского помещения должна обеспечивать не менее чем двадцатикратный обмен воздуха в час. Скорость перемещения воздуха в салоне не должна быть выше 0,4…0,5 м/сек. При заборе свежего воздуха системой вентиляции должно исключаться попадание в пассажирское помещение пыли и влаги.

На городском электрическом подвижном составе применяют две системы вентиляции: вытяжную и приточно-вытяжную. Каждая из систем вентиляции может быть естественной и принудительной.

При естественной вентиляции в условиях городской эксплуатации с частыми остановками подвижного состава и малыми скоростями его движения практически исключается возможность эффективного использования скоростного напора встречного воздуха.

Обычно стремятся за счет открытых люков и окон обеспечивать не менее чем двадцатикратный воздухообмен в час при скорости движения подвижного состава не более 4…4,5 м/сек.

На рис. 3.15 показана схема принудительной приточно-вытяжной системы вентиляции трамвайного вагона РВЗ-6. Воздухопроводами служат здесь стойки и балки рамы и каркаса, которые имеют замкнутое сечение. Воздух засасывается с крыши и по каналам 1 подается вентилятором 2 через пусковые сопротивления 3 в салон под сиденья или выбрасывается наружу в зависимости от положения регулирующей заслонки 4. Из кузова воздух удаляется крышевыми вентиляторами через открытые окна и двери, а часть его снова засасывается вентилятором 2.

С истемы кондиционирования воздуха в настоящее время приме­няются на подвижном составе метрополитена. В этом случае независимо от наружной температуры поддерживается постоянно и температура пассажирского помещения (с допуском примерно ±2,5°), и относительная влажность воздуха (в пределах 50…60%). Разница температур в любых точках пассажирского помещения не превышает 1…2°.

Помимо повышения комфортных условий применение систем кондиционирования воздуха позволяет также снизить уровень шума в пассажирском помещении (за счет его герметизации).

Прочность и эксплуатационная надежность несущих элементов кузова определяется максимальными напряжениями при наиболее невыгодном сочетании действующих на них сил, а также устойчивостью и деформациями (прогибами) сжатых элементов.

Основным видом расчета кузовов является расчет на прочность по максимальным нагрузкам, включающий в себя:

– выбор расчетной схемы рассматриваемой конструкции;

– определение расчетных нагрузок;

– расчет элементов кузова на действующие нагрузки с определе­нием напряжений в опасных сечениях;

– сравнение расчетных напряжений с допускаемыми и определение запасов прочности.

Выбор расчетной схемы зависит от конструктивного исполнения кузова. Несущие элементы кузова (рама и каркасы стенок и крыши) представляют собой нагруженную статически неопределимую пространственную систему балок и стержней, линейные размеры которых, как правило, относительно велики по сравнению с размерами поперечного сечения.

Расчетные схемы кузовов с учетом современных методов расчета на ЭВМ должны в максимальной степени отражать действительные условия работы конструкции.

При расчетах кузовов обычными методами без применения вычислительных машин действующую нагрузку обычно разделяют между элементами кузова, что позволяет свести расчет пространственных рамных конструкций кузова к более простому расчету нескольких плоских рам или отдельных стержней и балок. Точность расчета при таком упрощении понижается, причем в тем большей степени, чем больше введено допущений, упрощающих расчет. В статически неопределяемых конструкциях действующие на них нагрузки распределяются по элементам более равномерно, чем в таких же статически определимых конструкциях. Поэтому искусственное преобразование статически неопределимых систем с целью их расчета обычными методами статики приводит к получению завышенных расчетных напряжений и высоким фактическим запасам прочности.

Расчетные схемы кузовов с несущей рамой составляют исходя из допущения, что отдельные элементы кузова – рама, боковые и торцовые стенки и крыша – работают независимо друг от друга. При расчете ра­мы принимается, что нагрузка боковых и торцовых стен и крыши передается на соответствующие продольные и концевые балки рамы кузова равномерно по их длине. При расчете боковых и торцовых стенок и крыши считают, что последние не воспринимают со стороны рамы никаких нагрузок. Расчёт кузова при этих предположениях значительно упрощается.

При расчете кузовов с несущими стенками и рамой боковые стенки принимаются недеформирующимися, поскольку обычно они обладают значительно более высокой жесткостью на изгиб в вертикальной плоскости, чем продольные балки рамы. Такое допущение позволяет, как и в первом случае, вести расчет рамы и боковых стенок как самостоятельных элементов, при этом балки, образующие обвязку рамы, рассматриваются как жестко заделанные по всей длине. Боковые несущие стенки рассчитываются отдельно как фермы или балки на двух опорах от действующей в их плоскости вертикальной нагрузки. За опоры этих ферм или балок принимают концы шкворневых балок рамы кузова. Нагрузки, передаваемые на боковые стенки от рамы, прикладываются в виде сосредоточенных сил в узлах креплений поперечных балок.

Наибольшей сложностью отличается расчет цельнонесущего кузова. Цельнонесущий кузов представляет собой коробчатую тонкостенную оболочку с каркасом в виде ряда продольных и поперечных элементов жесткости. При расчете цельнонесущего кузова действующую нагрузку нельзя разделять между рамой и боковыми стенками, как это делается при расчете кузовов с несущей рамой, или с несущими стенками и рамой, так как такая схема расчета не отражает действительное напряженное состояние кузова. Поэтому цельнонесущие кузова рассчитывают как тонкостенные оболочки специальными методами статики сооружений.

При расчете кузовов на прочность учитываются следующие нагруз­ки:

– расчетная статическая нагрузка кузова при максимальном заполнении его пассажирами. При распределении статической нагрузки между элементами кузова нагрузка от всех пассажиров подсчитывается отдельно для площадок, проходов и площадей, занятых сиденьями. Нагрузка от диванов и сидящих пассажиров распределяется равномерно по соответствующей площади, а пассажиров, стоящих в проходе, – по площади прохода. Отдельные нагрузки от веса тяжелого оборудования (токоприемники, сцепные приборы, контроллеры и т.д.) прикладываются в виде сосредоточенных сил на соответствующих элементах кузова. Вес оборудования, не учтенного отдельно (рамы, каркаса, обшивки), распределяется равномерно по соответствующей площади.

Интенсивность распределенной нагрузки определяется из выражения

где Q – соответствующая нагрузка; F – площадь, на которой распределена эта нагрузка;

– вертикальная динамическая нагрузка, получаемая умножением статической нагрузки G_кр на коэффициент вертикальной динамической нагрузки k_д;

– вертикальная кососимметричная нагрузка, появление которой связано с неравенством жесткостей и фабричных стрел прогиба рессор, отклонением опорных поверхностей рамы кузова от теоретической плоскости, а также неодинаковой просадкой колес на неровностях пути и при входе в кривую учитывается увеличением максимальных статических напряжений в конструкциях кузова на 10…12% (k_к =1,1÷1,12).

Для безрельсового транспорта эта нагрузка может достигать значительно больших величин. Ее определяют в режиме наезда одним из колёс на единичную неровность расчетной высоты, которая принимается обычно равной высоте бордюрного камня (200 мм);

– тяговая нагрузка, передаваемая на раму через пятниковые узлы (у вагонов тележечного исполнения) или направляющие устройства у бестележечного подвижного состава. Тяговую нагрузку определяют исходя из расчетного коэффициента сцепления 0,2…0,25 для рельсовых экипажей и 0,6 для безрельсовых;

– продольная нагрузка F_сц от удара по сцепке для рельсового подвижного состава; берется из расчета сцепного прибора или (при ориентировочных расчётах) определяется из условия трогания заторможенной прицепной части поезда при коэффициенте сцепления ψ =0,3…0,4

F_сц=ψG_пр,

где G_np – вес прицепной части поезда;

– нагрузки на элементы кузова от сил инерции при пуске с максимальным ускорением или при экстренном торможении. При ориентировочных расчетах подвижного состава рельсового транспорта они учитываются увеличением максимальных статических напряжений на 10% (k_и=1,1);

– боковые нагрузки кузова при движении вагона в кривой: центробежные силы и боковое давление ветра. В ориентировочных расчетах боковая нагрузка кузова учитывается увеличением максимальных статических напряжений на коэффициент k_б;

– добавочные нагрузки на элементы, связанные с работой тяговых двигателей и тормозных устройств.

Кузов рассчитывают при действии вертикальных, продольных и боковых сил в отдельности. Ориентировочный рас-чёт кузова включает в себя: расчет на эквивалентную статическую нагрузку G_к.э= = G_крk_дk_кk_иk_б; расчет на действие тяговой или тормозной нагрузки и добавочных нагрузок, связанных с работой тяговых двигателей и тормозных устройств и др.

Э кспериментальное исследование напряжений в конст-рукциях цельнонесу-щих сварных кузовов показывает, что эти напряжения распре-деляются между элементами каркаса и обшивкой неравно-мерно (рис. 3.16).

Они дости-гают наибольших ве-личин в элементах, подкрепляющих об-шивку каркаса, и уменьшаются по ме-ре удаления от этих элементов (схема в). Часть обшивки как бы не работает, воспринимая нагрузку лишь частично. Поэтому в расчете учитывается не вся ширина обшивки b, а только часть ее – так называемая приведенная ширина b_пр. Величина b_пр определяется из условия равенства нагрузок обшивки шириной b_пр при постоянных напряжениях σ_р и нагрузок реальной обшивки σ_д шириной b при действительном законе распределения напряжений σ_р (b). Это условие имеет вид:

,

где δ – толщина обшивки.

Отношение называется редукционным коэффициентом обшивки.

В том случае, когда в поперечное сечение кузова входят продольные связи разной жесткости, нагрузки распределяются неравномерно не только между продольными элементами каркаса и обшивкой, но и между самими элементами каркаса. Для жестких несущих элементов каркаса (например, обвязок рамы кузова) редукционный коэффициент принимается равным единице, для легких штампованных продольных связей – в пределах 0,7…0,86. Величины редукционных коэффициентов и приведённой ширины плоской обшивки кузовов рельсового подвижного состава определяются по формулам

и ,

где δ и b – толщина и ширина обшивки в пределах между подкрепляющими элементами.

Средние нормальные напряжения σ при изгибе и касательные напряжения τ от перерезывающей силы в каждом из элементов редуцированного сечения кузова определяются по формулам

где М и Q – момент и перерезывающая сила в рассматриваемом сечении кузова; φ_i и J_ред – редукционный коэффициент и момент инерции сечения элемента, в котором определяются напряжения; y – расстояние от нейтральной оси редуцированного сечения кузова до рассматриваемого элемента; E_i и E_c – модуль упругости материала рассматриваемого элемента и модуль упругости стали; F_ред – площадь элементов редуцированного поперечного сечения кузова.

Работа обшивки панелей цилиндрического поперечного сечения иная, чем плоской. Здесь различают два случая: обшивка рассматри­вается как цилиндрическое сечение, если показатель ее кривизны (R – радиус кривизны обшивки); цилиндрическую обшивку можно считать плоской при K>20 (радиус кривизны достаточно мал): обшивка и подкрепляющие ее элементы каркаса нагружены практически одинаково. Редукционный коэффициент обшивки в этом случае принимается равным единице.

Сжатые элементы панелей кузова помимо расчета на прочность проверяются на устойчивость. Критические напряжения по условию устойчивости для сжатых плоских панелей кузова определяются из выражения

где μ – коэффициент Пуассона; k₁ – коэффициент, зависящий от характера закрепления и отношения сторон панели (стороны, параллельной сжимающей силе, и перпендикулярной стороны).

Критические напряжения по условию устойчивости для сжатых панелей цилиндрического поперечного сечения определяются по эмпири­ческой формуле

где l – длина панели.

Выше указывалось, что конфигурация рамы кузова во многом определяется типом и конструкцией ходовых частей, способом восприятия нагрузок и т.д. Вместе с тем, рама кузова воспринимает нагрузки, действующие на подвижной состав, как со стороны путевой структуры, так и со стороны полезной нагрузки и размещённого в кузове оборудования.

Нагрузки, действующие на подвижной состав и элементы его механического оборудования, подразделяют на статические и динамические. К статическим нагрузкам относится собственный вес находящегося в покое экипажа (или часть его веса, приходящаяся на рассчитываемую деталь) и полезная нагрузка, зависящая от типа подвижного состава (вес пассажиров или груза). Во время движения на электроподвижной состав действуют, кроме того, динамические нагрузки, возникающие от взаимодействия между ходовыми частями и верхним строением пути; от действия сил инерции при пускотормозных режимах подвижного состава; при его колебаниях; от взаимодействия между отдельными частями поезда.

Динамические нагрузки на подвижной состав определяются конструкцией и состоянием его механического оборудования и путевых устройств.

Механическое оборудование подвижного состава подвергается также воздействию нагрузок, связанных с работой тяговых двигателей, устройств механического тормоза, с технологией изготовления и сборки (сварочные напряжения, напряжения от прессовой или горячей посадки) и пр.

При расчетах различных частей и узлов механического оборудования на прочность принимают наиболее невыгодные из возможных сочетаний расчетных нагрузок. Для удобства они приводятся к силам, действующим в направлении вертикальной, продольной и боковой осей экипажа, и к моментам относительно тех же осей.

Вертикальные нагрузки. Вертикальные нагрузки состоят из статических и динамических.

Статическими являются нагрузки подвижного состава от собственного веса и веса полезной нагрузки. Их сумма представляет собой полный вес (брутто). Под статической нагрузкой отдельной детали понимается общий вес элементов механического и электрического оборудования, нагружающих эту деталь, включая ее собственный вес. Полезная на­грузка зависит от типа и наполнения подвижного состава (вес пассажиров или груза).

При проектировании ходовых частей статическая нагрузка на рассчитываемую деталь определяется в общем случае выражением

, (3.1)

где G_к=G_т+Ωq – общий вес кузова с пассажирами при расчетной вместимости Ω и расчетном весе пассажира q = 0,7 кН; G_т – вес тары (собственный вес кузова); т – коэффициент статического распределения веса кузова между ходовыми частями подвижного состава при расчетной вместимости; – вес элементов ходовой части, воспринимаемый рассчитываемой деталью; п – количество таких элементов; G_д – собственный вес рассчитываемой детали.

Таким образом, при расчете статической нагрузки возникает необходимость определения: собственного веса кузова и ходовых частей подвижного состава и расчетного веса пассажиров, а также распределения нагрузки от собственного веса и веса пассажиров между элементами кузова и ходовых частей.

Собственный вес G_T определяется размерами, конструкцией и материалами, применяемыми для изготовления подвижного состава.

При поверочных прочностных расчетах величины G_к, G_i и G_д определяются по весовым ведомостям подвижного состава, а при новом проектировании – соответствующим расчетом. Для пассажирского подвижного состава полезная нагрузка определяется как произведение расчетной вместимости экипажа на условный вес одного пассажира.

П ри выполнении прочностных расчетов механического оборудования кузова и ходовых частей подвижного состава трамвая, троллейбуса и метрополитена расчетная вместимость определяется при коэффициенте наполнения α=10 человек на 1 м² свободной площади пола.

Р аспределение веса между осями можно уяснить из конструктивной схемы трехосного сочлененного экипажа, представленной на рис. 3.7.

Если известны общий вес моторной части G_м, его полуприцепа G_п и расстояния их центров тяжести от принятых осей координат, то распределение общего веса на первую, вторую и третью оси (соответственно G₁, G₂ и G₃) определится выражениями:

(3.2)

(3.3)

(3.4)

где a, b, d – расстояния от центров тяжести кузова до соответствующей оси; с – расстояние от центра шарнирного сочленения до центра тяжести полуприцепа; В_с – расстояние от центра шарнирного сочленения до средней оси; В_м и В_п – базы соответственно моторной части сочлененного экипажа и его полуприцепа.

Распределение весовых нагрузок по осям для экипажей других конструктивных схем (например, для двухосных экипажей, вагонов сочлененного подвижного состава с общей тележкой и т. д.) легко может быть найдено после очевидных преобразований выражений (3.2) – (3.4), полагая в соответствующих случаях значения В_с =0, G_п =0 и т. д.

При расчетах на прочность рельсового подвижного состава трамвая и метрополитена принимается, что собственный вес и полезная нагрузка равномерно передаются на рамы кузова и тележек. Для трамвайных четырехосных или двухосных вагонов разница в весе, приходящемся на передние и задние оси, обычно не превышает 10%. Однако у вагона с односторонним управлением центр тяжести обычно располагается ближе к передней стороне вагона. В этом случае расчет ходовых частей на прочность должен проводиться для наиболее нагруженной стороны вагона.

Для одноэтажных троллейбусов (длиной до 12 м включительно) вес, приходящийся на переднюю ось, должен составлять от 30 до 37% общего веса машины.

Вес ненагруженного трехосного сочлененного троллейбуса распреде­ляется в отношении: 23…30% на переднюю ось, 38…39% на среднюю ось и 30…35% на ось полуприцепа. Вес сочлененного троллейбуса с пассажирами распределяется по осям в отношении: 20…22% на переднюю ось, 39…40% на среднюю ось и столько же на ось полуприцепа.

Положение центра тяжести определяет не только распределение статического веса кузова между ходовыми частями, но также величину добавочных нагрузок на элементы кузова и ходовых частей от центробежных сил и сил инерции при пуске и торможении, так как последние прикладываются в центре тяжести соответствующего элемента экипажа. Координаты центра тяжести необходимо знать и при оценке устойчивости подвижного состава. Вычисление координат центра тяжести расчётным путем относительно произвольно выбранной системы координат про­изводится по формулам:

(3.5)

где x_c , h_c – положение центра тяжести соответственно на продольной и вертикальной осях подвижного состава и выбранной системе координат; ΣG_i x_i и ΣG_i – суммы статических моментов весов отдельных элементов, включая и пассажирскую нагрузку, относительно той же системы координат; ΣG_i – сумма весов элементов оборудования, включая и пассажирскую нагрузку.

Положение центра тяжести х_с на продольной оси экипажа легко определяется взвешиванием его по осям. Экспериментальное определение координаты центра тяжести на вертикальной оси затруднительно и поэтому чаще производится расчетом по формуле (3.21).

Вертикальная динамическая нагрузка обусловливается ускорениями подрессоренных частей механического оборудования, возникающими при вертикальных колебаниях кузова, переезде колесами препятствий и неровностей дороги, рельсовых стыков и т. д.

Точное определение величины динамических нагрузок, действующих на детали механического оборудования, является весьма сложной задачей. Это объясняется прежде всего тем, что большие динамические нагрузки могут возникать в самых различных условиях эксплуатации.

Теоретическое определение динамических нагрузок проводится лишь для ограниченного числа случаев и при больших упрощениях. Значительно чаще для этой цели пользуются непосредственными результатами или эмпирическими формулами, полученными при обработке опытных данных.

Динамические усилия определяются умножением собственного веса всех элементов механического оборудования, нагружающих рассчитываемую деталь (включая ее собственный вес и вес полезной нагрузки), на коэффициент вертикальной динамики k_д:

,

где Р_макс – максимальная динамическая нагрузка детали в расчетном режиме; Р_ст – ее статическая нагрузка.

При расчете подрессоренных частей рельсового подвижного состава коэффициент вертикальной динамики рекомендуется определять с учётом скорости движения, жесткости подвешивания и месторасположения рассчитываемой детали по формуле ЦНИИ МПС СССР:

, (3.6)

где А и С – постоянные (для кузова А = 0,05; С = 0,72, для подрессоренных частей тележки А = 0,2 и С=1,44); f^″_ст и f^″_ст – прогибы рессор под статической нагрузкой брутто соответственно буксового и люлечного подвешивания в см; v – скорость расчетного режима в м/сек.

Для расчета упругого подвешивания рекомендуется следующее вы­ражение:

, (3.7)

где χ – коэффициент дополнительной нагрузки от вертикальной динамики подрессоренных масс.

Для определения коэффициента вертикальной динамики кузова подвижного состава трамвая рекомендуется также формула

, (3.8)

где с – жесткость упругого подвешивания кузова; f_ст – прогиб рессорного подвешивания кузова под статической нагрузкой; z – динамический прогиб упругого подвешивания (амплитуда колебаний кузова на упругих элементах).

В прочностных расчетах второй член в уравнении (3.24) берется с положительным знаком (k_д >1).

Динамические нагрузки, действующие на неподрессоренные части подвижного состава (колесные пары, мосты троллейбусов), обусловливаются в основном силами, возникающими в результате динамического взаимодействия колес и дороги (рельсового пути).

Достаточно проверенных данных о коэффициентах вертикальной динамики для элементов механического оборудования подвижного состава городского электротранспорта не имеется. Основываясь на опыте проектирования и испытаний, рекомендуемая величина коэффициента вертикальной динамики принимается:

для рельсового подвижного состава (трамвай и метрополитен):

– при расчете кузова k_д =1…1,15;

– при расчете подрессоренных элементов тележек k_д = 1,15;

– при расчете неподрессоренных элементов ходовых частей k_д=1,20…1,25;

для безрельсового подвижного состава:

– при расчете кузова k_д= 1,2…1,3;

– для расчета неподрессоренных элементов ходовых частей k_д=2.

Б оковые нагрузки. Боковая нагрузка перпендикулярна продольной плоскости симметрии вагона; она состоит из центробежной силы и силы давления ветра.

Центробежная сила, возникающая при движении по кривой, принимается в расчётах приложенной в центре тяжести подвижного состава. Для подвижного состава со специальными путевыми устройствами, имеющего симметричное расположение ходовых частей, она перпендикулярна продольной оси экипажа (рис. 3.18а). При движении на повороте безрельсового подвижного состава направление действия центробежной силы совпадает с радиусом, проведенным через центр тяжести и мгновенный центр поворота 0 (рис. 3.18б).

При расчетах сочлененного подвижного состава центробежные силы, пропорциональные весам моторных и прицепных секций, прикладываются в центрах тяжести соответствующих частей подвижного состава.

Для рельсового подвижного состава величина центробежной силы Н_ц, действующей на экипаж или его элемент при движении в кривой, может быть определена (рис. 3.18а) по формуле:

, (3.9)

где G_6p – полный вес экипажа или его элемента; v – скорость движения на повороте; g – ускорение силы тяжести; R – радиус кривой; i_ц=sinα_ц≈tgα_ц – поперечный уклон на криволинейном участке пути, частично компенсирующий действие центробежных сил. Для рельсового пути при возвышении наружного рельса над внутренним h и расстоянии 2S между кругами катания колес колесной пары i_ц= h/2S (за исключением стрелочных кривых, где i_ц=0).

У безрельсовых экипажей с управляемыми колесами при движении на повороте радиуса R центробежная сила Н_ц направлена по радиусу R', как показано на схеме (рис. 3.8 б). Боковая сила Н_ц зависит от расположения центра тяжести с экипажа и связана с центробежной си­лой Н^/_ц соотношением

,

где .

Боковая сила Н_ц при движении в кривой экипажа со скоростью v определяется из условия равновесия выражением

, (3.10)

где Б – база подвижного состава; b – расстояние от центра тяжести до задней оси; –средний угол поворота управляемых колес; α_н и α_вн – углы поворота соответственно наружного и внут­реннего управляемого колеса.

Если обозначить в уравнении (3.9) величину в скобках через , выражение (3.9) может быть представлено в виде Н_ц= k_цG_6p, где коэффициент k_ц может принимать различные значения в зависимости от соотношений v, i_ц и R.

Расчетная величина коэффициента k_ц определяется максимальными скоростями движения подвижного состава в кривых участках пути и поперечным уклоном i_ц. При принятых в настоящее время ограничениях v, i_ц и R, установленных правилами технической эксплуатации подвижного состава, по условиям безопасности движения k_ц≤ 0,05…0,08.

Расчетная величина k_ц принимается с запасом равной 0,1. Соответ­ствующая ей расчетная центробежная сила определяется уравнением:

Н_бр=0,1G_бр,

т. е. принимается равной 10% полного веса экипажа или его элемента.

При расчете учитываются отдельно значения Н_ц для кузова и ходовых частей, которые прикладываются к соответствующему центру тяжести, координаты которых определяются расчетом по формуле (3.5).

Расчетная ветровая нагрузка на боковую поверхность кузова и ходовых частей подвижного состава определяется то формуле

Н_в=р_вF_м,

где р_в – удельное давление ветра, перпендикулярное боковой поверхности кузова. При расчетах принимается р_в = 0,5 кн/м²; F_м – площадь проекции кузова или ходовых частей на вертикаль­ную плоскость.

Равнодействующая сил бокового давления ветра Н_в приложена в центре тяжести площади F_м.

Расчетная ветровая нагрузка складывается с центробежной силой. В прочностных расчетах механической части подвижного состава метрополитена ветровая нагрузка не учитывается.

Равнодействующие ветровой нагрузки и центробежной силы H_бi, действующие на ходовые части и кузов подвижного состава, образуют боковые нагрузки ходовых частей и кузова.

В расчетах на прочность принимают, что соответствующие значения Н_ц и Н_в складываются арифметически:

Н_бi=Н_цi+H_вi.

Боковая сила может быть выражена в долях веса кузова и ходовых частей по формуле

Н_бi=k_iG_i,

где G_i – статическая нагрузка рассматриваемого элемента оборудо­вания; k_i – коэффициент боковой нагрузки (для наземного подвижного состава k_i=0,15…0,2).

Распределение боковой силы Н_б между элементами ходовой части передней и задней стороны рельсового подвижного состава определяется положением центра тяжести на продольной оси вагона. Однако практически принимают

где Н_б1 и Н_б2 – боковая нагрузка на ходовые части передней и задней стороны вагона. На безрельсовом подвижном составе сила Н_бi распределяется между мостами пропорционально фактической нагрузке мостов.

Расчетная боковая сила безрельсового подвижного состава при движении в кривой определяется в режиме заноса осей экипажа при ударе о бордюрный камень по формуле

Н_б=k_сбG_бр,

где k_сб=0,8 – расчетный коэффициент боковой нагрузки.

Боковая сила Н₆ нагружает элементы ходовой части и кузова в на­правлении поперечной оси, а также вызывает перераспределение вертикальной нагрузки, дополнительно нагружая одни элементы и разгружая другие.

Обычно рассматривают отдельно:

– добавочные вертикальные нагрузки:

– добавочные горизонтальные нагрузки, связанные с действием боковых сил.

Одновременно с последними для рельсового подвижного состава учитываются добавочные горизонтальные нагрузки, связанные с появлением сил трения в контакте колес с рельсами при движении вагона в кривой.

Кроме рассмотренных выше боковых нагрузок рельсовый подвижной состав подвергается действию поперечных сил инерции, возникающих при боковых толчках, например при входе в стрелочную кривую. Значе­ния этих сил в расчетах по данным экспериментальных исследовании принимают равными 0,4 G_6р.

Продольные силы. К продольным силам относятся сжимающие и растягивающие усилия, возникающие в процессе поездной и маневровой, работы подвижного состава. Их расчетная величина определяется из условий удара по тяговому прибору при соударениях вагонов или по результатам натурных испытаний подвижного состава в этом режиме. В частности, для вагонов метрополитена расчетная величина продольной силы принимается равной 120 кН.

Добавочные нагрузки от сил инерции при пуске и торможении. Силы инерции, возникающие при пуске и торможении подвижного состава, вызывают перераспределение вертикальных нагрузок между элементами кузова и ходовой части и появление добавочных горизонтальных нагрузок на эти элементы.

Характер перераспределения и величина добавочных нагрузок, связанных с действием сил инерции, зависят от положения центра тяжести экипажа на вертикальной оси, реализуемого им ускорения или замедления, конструкции ходовых частей и кузова, базы экипажа и ограничиваются величиной сцепления колес и пути или предельной силой тяги по току срабатывания аппаратов защиты.

Обычно рассматривают:

– перераспределение инерционных нагрузок в зависимости от расположения центра тяжести конструкции и кинематической схемы подвижного состава;

– перераспределение инерционных нагрузок, определяемое особенностями конструкции ходовых частей.

Для подвижного состава городского электротранспорта с одиночным кузовом возможны два основных случая расположения центра тяжести: симметричное относительно базы (рельсовый подвижной состав) и не­симметричное (безрельсовый подвижной состав).

Схемы действия сил инерции на бестележный экипаж с одиночным кузовом при пуске и торможении на площадке приведены на рис. 3.19а и б. Сила инерции Р_а, приведенная в плоскость точек касания колес и пути, нагружает ходовые части горизонтальной силой Р_а и моментом

М_а=Р_аh_c,

где h_c – высота центра тяжести экипажа от уровня дороги.

П ри пуске горизонтальная сила Р_а передается через элементы подвески кузова только на ведущие ходовые колеса; при торможении она воспринимается всеми ходовыми колесами, оборудованными тормозами. Момент М_а реализуется в виде сил

, догружающих ходовые части вертикальной нагрузкой.

Фактическая вертикальная нагрузка ходовых частей с учетом перераспределения веса от действия сил инерции Р_а может быть опреде­лена по формуле

или ,

, (3.11)

где G'_i – фактическая нагрузка на ходовые части i-й оси с учетом перераспределения веса от действия сил Р_а;

G_i – статическая нагрузка i-й оси; m_i – коэффициент перераспределения веса от действия сил Р_а.

В формуле (3.11) знак перед членом Z_a должен приниматься в соответствии с фактическим направлением догружающего усилия. Знак плюс соответствует направлению догружающего усилия вниз.

Сила инерции Р_а может быть определена по формуле

, (3.12)

где т и G – приведенная масса и вес подвижного состава; g – ускорение силы тяжести; а – ускорение (или замедление) экипажа; (1+γ) – коэффициент инерции вращающихся масс.

Формулой (3.12) удобно пользоваться, когда задано расчетное ускорение или замедление подвижного состава.

Схема действия сил инерции на сочлененный подвижной состав при пуске и торможении представлена на рис. 3.20. В качестве ведущей (см. рис. 3.20б) принята средняя ось.

Фактическая вертикальная нагрузка ходовых частей сочлененного подвижного состава G^′_i с учетом перераспределения веса от действия сил инерции моторной Р_ам и прицепной Р_ап частей соответственно может быть подсчитана по формуле (3.11).

Величина Z соответственно первой, второй и третьей оси в зависимости от режима движения равна:

(3.13)

где Р_м, В_м, h_м и Р_п, В_п, h_п – силы инерции, базы и высота центра тяжести соответственно для моторной части сочлененного экипажа и его полуприцепа; В_с – расстояние от центра шарнирного сочленения до средней оси.

В формулах (3.13) верхний знак суммы соответствует пусковому режиму подвижного состава, а нижний знак – тормозному режиму.

У тележечно-го подвижного соста-ва инерционные на-грузки передаются через пятники на шкворневые балки тележек. Схемы дей-ствия силы 2F_к на ходовые части ваго-нов тележечного ис-полнения для наибо-лее распространён-ных типов тележек показаны на рис. 3.21.

Д ействие инерционных нагру-зок на кузов четырёх-осного вагона пока-зано на схеме а. На схеме обозначено: h_o – высота центра тя-жести кузова над пятником; h_п – высота пятника над голов-кой рельса; L – база вагона.

При переносе силы 2F_к на линию пятников момент 2F_кh₀ вызывает догрузку переднего и разгрузку заднего пятника на величину

(3.14)

где а_т – тормозное замедление; G_K – вес кузова.

Уравнение (3.14) удобно для определения добавочных вертикальных сил в том случае, когда задана расчетная величина тормозного замедления (вагоны, оборудованные рельсовыми тормозами). При тормозах, реализующих тормозную силу через сцепление колес с рельсами, нагрузку П_п выражают через расчетный коэффициент сцепления φ.

Из уравнения движений поезда можно найти

,

где (1+γ) – коэффициент инерции вращающихся масс вагона.

Учитывая последнее равенство, уравнение (3.29) можно представить в виде:

. (3.15)

У тележек с шарнирно-маятниковой люлькой безбалансирного (схема б) и балансирного (схема в) исполнения момент от силы 2F_к/2=F_к, приходящейся на одну тележку и приведенной в плоскость опор буксовых или балансирных упругих элементов (пружин), вызывает добавочное перераспределение вертикальной нагрузки между элементами тележки. Принимая, что опоры буксовых упругих элементов тележки, показанной на схеме б, лежат в плоскости осей колесных пар, и приводя в эту плоскость силу F_к, найдём момент M_F, вызывающий перераспределение вертикальных нагрузок между буксами:

,

где D_к – диаметр колеса.

Добавочные нагрузки П_к на одну буксу первой и второй колесных пар тележки найдутся из очевидного соотношения

,

откуда (3.16)

Знак плюс относится к нагрузкам первой (по ходу) колесной пары тележки, а знак минус – к нагрузкам второй колесной пары.

Момент Мр, вызывающий перераспределение вертикальных нагрузок между балансирными пружинами (схема в), равен:

,

где h_б – расстояние от опорной поверхности нижней чашки балансирной пружины до головки рельса.

Из условия равновесия рамы тележки на балансирных пружинах М′_F=2П_бl_б. Сила П_б, догружающая одну балансирную пружину, составит:

.

Дополнительная вертикальная нагрузка П_к на буксы может быть определена из условия равновесия балансира:

П_бl_б=П_кL_т

откуда

. (3.17)

Для тележки с безлюлечным центральным подвешиванием (схема г) добавочная вертикальная нагрузка на буксы, связанная с действием силы F_к, определяется из уравнения

откуда . (3.18)

Нагрузки ходовой части, связанные с действием сил трения скольжения в контакте колес с рельсами. Добавочные горизонтальные на­грузки на элементы ходовой части, связанные с действием боковых сил, учитывают обычно совместно с добавочными усилиями от трения скольжения между бандажами колес и рельсами, появляющимися при про­хождении вагоном кривых участков пути.

При движении двухосного вагона или тележки в кривой (рис. 3.22 а) первая колесная пара, продолжая прямолинейное движение, набегает на головку наружного рельса (или губку внутреннего) и её движение в кривой определяет усилие Y₁, направленное внутрь кривой. Вторая колесная пара при свободном перемещении набегает на губку наружного (или головку внутреннего) рельса, но боковая сила Y₂, действующая на вагон в кривой, отжимает ее наружу кривой (к головке наружного рельса). При этом всегда Y₂ < Y₁. Соотношение между силами Y₁ и Y₂ зависит от величины боковой силы, действующей на вагон. Таким образом, движение вагона в кривой можно рассматривать состоящим из двух перемещений: поступательного со скоростью v и вращательного движения вокруг некоторой точки – так называемого центра поворота. Поступательное движение осуществляется за счет качения, а вращательное – за счет скольжения колес.

Центр поворота находится в основании перпендикуляра, опущенного на продольную ось тележки из центра кривой (точка 0₁).

Определение величины направляющих усилий Y₁ и Y₂ и положения центра поворота позволяет установить добавочные силы, действующие на элементы вагона или тележки в кривой. Продольные U_lх и U_2х и поперечные U_lу и U_2у (схема д) составляющие сил трения скольжения в контакте колес с рельсами выражаются уравнениями:

(3.19)

При ориентировочных расчетах с учетом запаса прочности прини­мают

(3.20)

При этом предполагается полное использование сцепления колес с рельсами, поэтому все другие расчетные нагрузки, связанные с использованием сцепления, в частности добавочные нагрузки от сил инерции при пуске и торможении, принимают равными нулю.

В зависимости от величины действующих боковых сил тележка в кривой может занимать три характерных положения:

1. Положение наибольшего перекоса, когда первая колёсная пара прижата ребордой к губке внутреннего или головке наружного рельса, а вторая колесная пара – к губке наружного или головке внутреннего рельса. При установке с наибольшим перекосом центр поворота смещен в сторону задней по ходу движения оси колесной пары на расстояние а₀ от середи-ны тележки, определяя-емое из построения, по­казанного на схеме б:

(3.21)

где е – суммарный зазор между гребнями колес и рельсами. Величина этого зазора определяет-ся расчетом статического вписывания вагона; R – радиус кривой; L – база вагона (или тележки).

Направляющее усилие Y₂ второй колесной пары имеет наибольшую величину при Н=0, по мере роста боковой силы оно уменьшается. Мак­симальная величина боковой силы Н=Н_нп, при которой еще сохраня­ется положение наибольшего перекоса, но направляющее усилие второй колесной пары становится равным нулю, называется максимальной бо­ковой силой наибольшего перекоса. Последняя может быть определена из уравнений равновесия тележки при установившемся движении ваго­на в кривой. Полагая а= =а₀ и Y₂=0 и составляя уравнение моментов действующих сил относительно точки В, лежащей в пересечении про­дольной оси вагона с осью первой колесной пары (схема в), получим:

где l_a=l_b и l_c=l_d – длины отрезков Ва,Bb,Bc и Bd соотвественно.

Тогда

. (3.22)

где S – расстояние между кругами катания колес колесной пары; F_тр – сила трения в контакте колес с рельсами, направленная перпендикулярно радиусам-векторам, проведенным из центра поворота до точки касания колеса с рельсом в сторону, противоположную направлению поворота тележки;

2. Хордовое положение, когда реборды обеих колесных пар, прижатые к губке внутреннего или головке наружного рельса, устанавливаются по «хорде». В хордовом положении вагона (или тележки) центр поворота совпадает с геометрическим центром вагона (тележки): а_х=0.

Наименьшая величина боковой силы Н_х, при которой вагон устанав­ливается по хорде, но направляющее усилие Y₂ еще равно нулю, назы­вается минимальной хордовой боковой силой. Полагая а = 0 и Y₂ = 0, как и в предыдущем случае, составим уравнение моментов действующих сил относительно точки В (схема г):

(3.23)

откуда после подстановки и преобразований

, (3.24)

При определении величины силы F_тр добавочными вертикальными нагрузками пренебрегают. При этом

(3.25)

где G_к – статическое давление колеса на рельс; f – коэффициент трения скольжения в контакте колеса с рельсом. Обычно принимают f = 0,2.

3. Промежуточное положение, когда первая колесная пара прижата ребордой к губке внутреннего рельса, а вторая колесная пара не прижата ни к головке наружного, ни к головке внутреннего рельса и не воспринимает от них направляющего усилия (Y₂ = О).

Определение дополнительных усилий, действующих на элементы хо­довой части от боковой силы Н, связано с установлением величины на­правляющих сил Y₁ и Y₂, действующих на колесные пары от рельсов, и положения центра поворота на продольной оси вагона, определяемого расстоянием а. В общем случае, используя условия равновесия при уста­новившемся движении вагона в кривой, можно составить два уравнения, определяющих зависимость между этими величинами.

Взяв сумму моментов действующих сил относительно центра поворо­та 0₁, получим (рис. 3.22а):

(3.26)

Второе уравнение получим, проектируя действующие силы на направление поперечной оси тележки:

Н-Y₁±Y₂+2F_тр(cosα₁-cosα₂)=0 (3.27)

где и .

В этих уравнениях знак плюс при Y₂ должен приниматься, когда это направляющее усилие действует внутрь кривой, знак минус – когда Y₂ направлено наружу кривой. Поскольку в двух уравнениях (3.26) и (3.27) содержится три неизвестных – Y₁, Y₂ и а, определение направляющих усилий, действующих на колесные пары вагона при движении в кривой, не может быть произведено непосредственным решением этих уравнений.

Поэтому определение сил, действующих на элементы ходовой части в кривой, начинают с оценки положения тележки в кривой в расчетном режиме движения. Для этих условий определяют центробежную силу вагона Н_ц и боковое давление ветра Н_в. Суммарная боковая сила Н=Н_ц+Н_в сравнивается с минимальной хордовой боковой силой Н_х и максимальной боковой силой наибольшего перекоса Н_нп. Если при этом Н>Н_х, тележка в расчетном режиме движения занимает хордовое положение, если Н_НП<Н<Н_Х, тележка находится в промежуточном положении, если Н<Н_нп, тележка находится в положении наи­большего перекоса.

Вначале по формуле (3.24) определяется минимальная хордовая боковая сила Н_х. Если Н≥Н_х, в уравнениях (3.26) и (3.27) имеем:

остается, следовательно, два неизвестных Y₁ и Y₂, которые и определяются.

Если Н<Н_х, требуется найти величину суммарного зазора е между гребнями колес и рельсами. Определив далее по формуле (3.21) величину максимального смещения центра поворота от середины базы тележ­ки, по уравнению (3.22) находится максимальная боковая сила наибольшего перекоса.

Е сли Н<Н_нп, то в уравнениях (3.26) и (3.27), как и в рассмотренном выше случае, остаются два неизвестных Y₁ и Y₂. Если же Н_нп<Н<Н_х, то, поскольку в этом случае Y₂ = 0, в уравнениях (3.26) и (3.27) остаются неизвестными направляющее усилие Y₁ и положение центра поворота (величина а). Решая систему уравнений для этого случая, определяем искомое значение направляющего усилия Y₁ и координату а₀ центра поворота.

1.Тяговые сцепные устройства и сочленения кузовов.

2.Пневмооборудование ПС ЭТ: назначение, схемы, приборы, устройства.

Тяговые сцепные устройства предназначены для соединения двух или нескольких единиц подвижного состава при формировании их в поезд. Тяговое сцепное устройство передает тяговые усилия от мотор­ного подвижного состава прицепному, смягчает продольные толчки и удары при пуске и торможении и удерживает сцепленные экипажи на определенном расстоянии друг от друга.