4. Разработка экипажной части тепловоза и определение ее основных параметров

4.1 Выбор и расчет на прочность основных элементов экипажной части.

1. Опорно-возвращающее устройство –служит для создания возвращающих сил и моментов при поперечном относе кузова и повороте вертикальной оси .

Рисунок 12 Опорно-возвращающее устройство

ОВУ представляет собой стальную коробку 4, в которой помещены нижняя 6 и 2 опорные плиты и гнездо 1, на которое опирается сферическая опора рамы тепловоза. Между верхней и нижней опорными плитами находится два ролика 5, соединенных обоймами 7.

Внутренняя поверхность ОВУ заполняется осевой смазкой. Для предохранения от пыли корпус сверху закрыт крышкой 3, а вся опора – брезентовым чехлом. Рабочие поверхности верхней 2 и нижней 6 опорных плит не горизонтальные, а наклонены в обе стороны от среднего положения ролика на небольшой угол (2⁰).

РЕЗИНО-металлическая опора ?

2) Шкворневой узел –служит для передачи продольных и поперечных сил, а также является вертикальной осью вращения тележки относительно кузова. Относительный угол поворота может достигать 3-4ͦ.

Буксы с цилиндрическими роликовыми подшипниками связаны с рамой тележки поводками с шарнирами в виде резино-металлических блоков. Тяговое и тормозное усилие от тележек к раме кузова передается через шкворни тележек, укрепленные в раме кузова. Шаровые вкладыши, через которые проходят шкворни, помещены в шкворневых балках тележки и позволяют ей перемещаться относительно кузова в поперечном направлении. Усилие возвращающих пружин действует на шаровые вкладыши, стремясь совместить продольные оси кузова и тележек. Вертикальное усилие от кузова на раму тележки передается через две пары пружинных опор. Эти опоры, выполненные в виде цилиндрических пружин и направляющих, укрепленных в шкворневых балках рамы кузова, расположены над концами шкворневой балки тележки и скользят по поверхности этих балок. От рамы тележек на буксы нагрузка передается также через цилиндрические пружины. Статический прогиб надбуксовых рессор - 46 мм; пружин второй ступени - 48 мм. Между рамами тележки и кузовом поставлены гидравлические амортизаторы, между буксами и рамой тележки - фрикционные амортизаторы. Чтобы повысить использование сцепного веса, электровозы оборудованы противоразгрузочными устройствами в виде пневматических домкратов, установленных между рамой кузова и концевыми брусьями тележек со стороны 1, 4, 5 и 8-й колесных пар. Управление разгрузочными устройствами - ручное. Тяговые электродвигатели опираются на шкворневые брусья тележек при помощи подвески с резиновыми шайбами. Передача от тягового электродвигателя к колесным парам двусторонняя жесткая косозубая, передаточное отношение 20:88=1:4,40. Для уменьшения воздействия электровоза на путь рамы тележек каждой секции связаны между собой сочленением с упругим элементом; через это сочленение передаются только поперечные горизонтальные усилия. На шкворневых брусьях каждой тележки установлено по два тормозных цилиндра, которые при помощи рычажной передачи обеспечивают двустороннее торможение колесных пар.

3) Поводковая связь буксы с рамой тележки.

Рисунок 13 Букса тепловоза 2ТЭ121

1 — кольцо лабиринтное; 2 — планка; 3 — задняя крышка: 4 – корпус; 5 -8 роликовые подшипники: 6, 7 — кольца дистанционные; 9 — передняя крышка; 10 — кронштейн: 11— упорный шариковый подшипник; 12 -17 стопорные кольца; 13 — упор; 14 — амартизатор;15 — пружина; 16 — болт; 18 – пробка; 19-нитка; 20-поводок.

Такие буксы полностью исключают трене скольжения в узле. Корпус имеет две пары клиновидных вырезов для соединения с валиками резинометаллических втулок поводков 20. Такая подвеса бусы дает ей возможность упругого перемещения относительно рамы в вертикальном и поперечном направлениях. Букса заполняется консистентной смазкой и не требует ее замены до текущего ремонта.

4) Схема рессорного подвешивания

Рессорное подвешивание тележек состоит из листовых рессор, винтовых пружин, балансиров и гидравлических амортизаторов.

Статический прогиб первой ступени подвешивания состовляет 100мм.

Вторая ступень подвешивания сделана по типу подвешивания тепловоза 2ТЭ116 в виде резинометаллических опор: ее статический прогиб 16-18мм.

Рисунок 14 Рессорное подвешивание тележки Какой тепловоз?:

/ — балансир; 2, 18 — подвески; 3 — скоба предохранительная; 4 — втулка; 5, 13, 15, 17 — валики; 6 — кронштейн; 7 — пружина; 8 — амортизатор; 9 чут; 10 — рессора; // — тарелка; 12 — клапан смазки; 14 — опора рессоры; 16 — тарелка; 19 — прокладка; 20 — шплинт; 21 — гайка марки Ж4 или 50 ХФА. Толщина наплавленного слоя должна быть 2,5—3,5 мм. Опираются балансиры на закаленные упоры, запрессованные в корпус буксы.

Шарнирные соединения состоят из валиков (сталь 5), вставляемых свободно от руки в закаленные втулки, запрессованные в отверстия подвесок, балансиров и опор рессор. Валик 5 полый, в него ввернут клапан 12, через который подводится масло к трущимся поверхностям по осевым и радиальным каналам.

Остальные валики имеют ступенчатую форму Их средняя часть.выполнена с меньшим диаметром, внутренний же диаметр всех втулок одинаков. Поэтому втулки, опирающиеся на среднюю часть валиков, имеют возможность при взаимных перемещениях перекатываться по ним, как на призмах. В этом случае трение скольжения заменяется трением качения и шарнирные соединения изнашиваются меньше.

Прямое назначение балансиров— выравнивать нагрузку между колесными парами при наезде на неровности— выполняется лишь при малых скоростях. При значительных скоростях динамические нагрузки, имеющие малый период действия, не успевают перераспределяться между колесами вследствие значительной инерции балансиров и рессор, замедляющих их угловые перемещения. Этому способствует значительное трение в листах рессоры и шарнирных соединениях.

Расчеты на прочность листовой рессоры НЕТ на ТЭ121

1. Определение числа листов рессоры, удовлетворяющих условию их прочности при статической нагрузке.

При расчетах на прочность рессор следует принимать:

Допускаемое напряжение изгиба рессоры под статической нагрузкой _доп

где

2. Проверка прочности рессоры при динамической нагрузке.

Допускаемое напряжение изгиба рессоры под динамической нагрузкой _max =1000 МП

Рессоры проверяют по допускаемому напряжению изгиба при динамической нагрузке с учетом влияния хомута по формуле:

Динамическая нагрузка:

Коэффициент вертикальной динамики определяют по эмпирической формуле ВНИИЖТ

где –статический прогиб рессорного подвешивания мм

3. Определение статического прогиба (деформации) листовой рессоры.

Статический прогиб листовой рессоры

где Е -2.05*105 МПа –модуль упругости для стали;

а –ширина хомута рессоры;

-число коренных листов рессоры ();

-число листов ступенчатой рессоры

Дано: а=0.11;

Решение :

Расчеты на прочность пружины

Пружины на прочность рассчитывают по допускаемому касательному напряжению при динамической нагрузке [τ]_max =650 МПа.

1. Диаметр прутка определяют из уравнения прочности пружины

[τ]_max =8КР _дин D/πd³,

Где К- коэффициент учитывающий увеличение касательного напряжения в сечении на внутренней поверхности витка пружины за счет ее кривизны и других факторов. Величина коэффициента зависит от индекса пружины с=D/d.

В курсовом проекте можно принять К=1,25-1,3

D- диаметр пружины (табл.4, последняя цифра шифра);

Р_дин- динамическая нагрузка на пружину. Принять Р_дин=0,5Р_ст

2. Число рабочих витков определяют из уравнения деформации пружины f_пр=8D^3*n_р*Р_дин/d⁴G, откуда

n_р=f_прd⁴G/8D³P_дин

где f_пр- прогиб пружины; принять f_пр=f_ст (табл.4 последняя цифра шифра);

G=8*10⁴ МПа- модуль сдвига для стали;

Р_дин- динамическая нагрузка на пружину.

Дано: D=0,23м; Р_дин=5,15*10⁴Н;

Р_ст=4.7*10⁴Н; f_ст=0,115м.

Решение:

принимая число опорных витков 1,5 получим общее число витков 6,5.

Расчеты на прочность резинового амортизатора

Резиновые амортизаторы рессорного подвешивания могут иметь форму диска, кольца или прямоугольника и устанавливаться как опоры пружин и рессор.

При расчете резиновых амортизаторов сжатия абсолютную деформацию под статической нагрузкой принимается

∆Н=(0,1-0,15)Н,

где Н- первоначальная высота амортизатора.

При больших значениях ∆Н резина быстро разрушается

Характеристика резинового амортизатора в пределах ε≤0,2 принимается линейной и выражается по закону Гука:

σ=εЕ_р,

где σ-напряжение сжатия;

Е_р- расчетный модуль упругости резины.

Так как σ=Р/F и Е=∆Н/Н, где F – площадь амортизатора,

∆Н=f_ра=НР/Е_рF

Если амортизатор (в виде диска, кольца или прямоугольника) испытывает деформацию сжатия, то его жесткость будет зависеть от свободной поверхности выпучивания резины и от состояния опорных поверхностей. Расчетный модуль упругости амортизатора определяют по формуле

Е_р=Е(1+αФ),

где Е- модуль упругости резины,

α-коэффициент, учитывающий состояние опорных поверхностей, при прочном креплении опорных поверхностей резины к металлическим прокладкам α=4,67

Ф- коэффициент формы, представляющий отношение площади опорной поверхности (одной) амортизатора к его полной боковой поверхности (поверхности выпучивания).

Модуль упругости Е связан с модулем сдвига резины G_р выражением Е=3G_р

Основным показателем, оценивающим свойства резины, является ее твердость. Переход от числа твердости h к G_p осуществляется по эмпирической формуле

G_p= (h/19.5)²

В этой формуле G_p выражается в кг/см².

Напряжение сжатия σ_сж и коэффициент формы Ф кольцевого амортизатора определяется пот формулам :

σ_сж=Р_ст / π/4(D^2-d²)

где D и d – соответственно наружный и внутренний диаметры амортизатора;

Ф=π(D²-d²)/4πН(D+d)=D-d/4H.

Таким образом, по габаритным размерам амортизатора D, d, H (табл.4) и нагрузке Р_ст можно определить напряжение сжатия, модуль сдвига, а затем необходимую твердость резины, обеспечивающую допустимую деформацию амортизатора.

Пример:

Дано: D=0.23м, d=0.06м; Н=0,08м

Е=0,1; Р_ст=4.7*10⁴Н

Решение:

σ_сж= 4.7*10⁴/3.14/4(0.23²-0.06²)= 1.214 МПа;

Е_р=1.214/0.1=12.14 МПа

Ф=(0,23-0,06)/4*0.08=0.53;

Е=12.14/(1+4,67*0.53)=3.49 МПа;

G=3.49/3= 1.16 МПа=11.6кг/см²;

h=19,5=66 ед.

По твердости резины можно подобрать марку резины.

Расчеты на прочность оси колесной пары тепловоза.

Расчет оси колесной пары необходим для определения оптимальных размеров элементов оси, при которых был бы обеспечен достаточный запас прочности при минимальной массе. Ось рассчитывают на статическую прочность по длительно действующим нагрузкам, определяемым при среднеэксплуатационной скорости тепловоза 60-70км/ч. Однако, учитывая исключительно большое значение надежности осей, динамические параметры при этом расчете принимаются для конструкционной скорости. При расчете на статическую прочность расчетное напряжение сравнивают с пределом текучести осевой стали σ_т=300-320 МПа. При этом принимают запас прочности n=2.7

При расчете на усталостную прочность допускаемое напряжение выбирают из полученных экспериментальным путем пределов выносливости σ_-1 называют максимальное напряжение, которое выдерживает образец (10 млн. циклов), не разрушаясь.

По результатам испытаний натурных осей с упрочненными накаткой шейками и подступичными частями ВНИТИ установлены следующие пределы выносливости для расчетных сечений:

Подступичная часть оси –σ_-1=143МПа

Шейка и средняя часть оси-σ_-1=148МПа

Допустимое напряжение в оси меньше предела выносливости и определяется коэффициентом запаса прочности n.

Рекомендуемые значения коэффициентов запаса прочности:

Для подступичных и средней части оси n=1,3-1,5, для буксовых шеек оси n≥2.

Расчет на усталостную прочность является основным и должен наиболее полно учитывать все факторы силового воздействия на ось. Студент выполняет несколько приближенный расчет на усталостную прочность, определяя диаметр оси в заданном сечении (табл.4)

Можно рекомендовать следующий порядок расчета:

Начертить расчетную схему оси в соответствии с заданным вариантом и с указанием действующих на ось сил в вертикальной и горизонтальных плоскостях (пример такой схемы показан на рис.9);

Определить численные значения сил, действующих на колесную пару;

Составить уравнение моментов и вычислить значения изгибающих моментов в заданном сечении от действия вертикальных и горизонтальных сил вертикальной плоскости;

Определить изгибающий момент в горизонтальной плоскости от приложения тягового усилия;

Рисунок 14 Схема к расчету оси колесной пары на усталостную прочность

Найти результирующий момент в заданном сечении от действия вертикальных и горизонтальных сил,

По рекомендуемым пределу выносливости и запасу прочности определить допускаемое напряжение [σ]_и из уравнения [σ]_и=М_р/W_и , где М_р-результирующий изгибающий момент, а W_и- момент сопротивления изгибу круглого сечения (W_и=0,1 d³),

Определить диаметр в сечении, удовлетворяющий необходимой прочности оси.

1. Изгибающий момент в вертикальной плоскости от вертикальных сил

М_в1=(Р_шн+Р^,_и)(l₁-l₄)-R_н (l₂-l₄)+P₃(l₃-l₄)

где Р_шн- нагрузка на шейку оси в кривом участке пути, кН;

Р_и- сила инерции неподрессорных частей, опирающихся на шейку, кН

Р_е-вертикальное усилие от крутящего момента, кН;

L₁-l₄ –расстояние от середины шейки оси до рассматриваемого сечения, м(l₁ l₂ l₃ l₄ –см.рис.9).

Нагрузка на шейку оси в кривом участке пути

Р_шн=1,3Р_шст

где Р_шст –статическая нагрузка на шейку оси, кН

Р_шст = Р_шн

Вертикальная реакция наружного рельса

R_н=P_шн+Цh_c/2Sn+Y_pr/2S

где Ц- часть центробежной силы, не уравновешанной возвышением наружного рельса, кН;

h_c-1,5-1,6м –расстояние от центра тяжести до плоскости, проходящей через оси колесных пар;

n-число осей тележки (принять n=3),

2S- расстояние между кругами катания колес (2S=1.58м)

Y_p- рамное давление на торец оси, кН;

r-радиус колеса, м (r=0,525м)

если принять Ц=0, то

R_H=Р_шн+Y_pr/2S,

где Y_p=0,6Р_ст.

Сила инерции неподрессоренных частей, опирающихся на шейку,

Р׳_и=G_σj/g

где G_σ-масса буксы и балансира без учета массы шейки оси (можно принять G_σ=2600H)

g- ускорение свободного падения, м/с²

j-ускорение неподрессоренных частей

j=(2+0.13)g

(здесь q=2.3т- неподрессорная масса, приходящая на одну шейку);

v_p скорость движения_, км\ч

Вертикальное усилие от крутящего момента

Р₃=2М_д/d_ш

где М_д- вращающий момент ТЭД, кН*м;

d_ш- диаметр ведущей шестерни, м; d_ш=mz₁

m- модуль зацепления;

z₁-число зубьев ведущей шестерни ТЭД (принять m=10, z₁=17).

Вращающий момент ТЭД в кН*м

М_д=9,5*Р_д/n_д

Где Р_д мощность ТЭД, кВт;

n_д- частота вращения якоря ТЭД, мин^-1, n_д=µ_pn_k;

µ_p- передаточное число тягового редуктора (принять µ_р=4,41)

n_к- частота вращения колес тепловоза, мин^-1

n_k=

2. Изгибающий момент в вертикальной плоскости от горизотальных сил

М_в2=Y׳r

где Y׳-боковое давление от рельса на направляющее колесо, кН;

r-радиус колеса, м;

Боковое давление от рельса на направляющее колесо

Y׳=Y_p+Q_B

где Q_B-поперечная сила трения между рельсом и гребнем бандажа колеса, катящегося по внутреннему рельсу без учета горизонтальной силы инерции, кН;

Q_B=(P_ст)φ_o,

φ₀- коэффициент трения скольжения (φ₀=0,25)

∆Р- изменение нагрузки на шейку оси за счет крена подрессорной части тепловоза,

∆Р=0,1Р_ш.ст., Р_ш.ст.=,

где 2Р_ст- нагрузка на ось

2q- неподрессоренный вес на ось.

3. Суммарный изгибающий момент в вертикальной плоскости

М_в=М_в1+М_в2

4. Изгибающий момент в горизонтальной плоскости от приложения тягового усилия

М_r=Е₁(l₁-l₄)-F(l₂-l₄)+P_зн(l₃-l₄)

где Е₁- горизонтальная реакция буксовых направляющих, кН;

Р_зн- горизонтальная составляющая от действия вращающего момента, кН;

F_д- сила тяги моторно- колесного блока, кН;

F_д=

Здесь М_д- длительный момент ТЭД, кН*м

μ_р- передаточное число редуктора.

Горизонтальную реакцию Е₁ принимают равной F_д, а горизонтальную составляющую Р_зн=0,25Р_з

Результирующий изгибающий момент

М_р=

5. Диаметр оси колесной пары в зоне моторно-осевого подшипника

d=

где [σ]_и-1- предел выносливости (для сечения оси в зоне моторно-осевого подшипника. Предел выносливости следует принять равным 130-140МПа);

n_σ- запас прочности.

При расчете на выносливость запас прочности, определяемый по пределу усталости, принимать n_σ= 1,3-1,5.

Если принята приближенная расчетная схема и нет ее экспериментальной проверки, то n_σ увеличивает до 1,5-1,8.

Определяем диаметр шейки оси в зоне моторно—осевого подшипника, если

Дано:

2Р=250кН; 2q=47кН;

V=26.6км/ч; D_k=1,25м; G_σ=1.20кН;

2S=1,58м; Р_д=450кВт; m=10; μ_р=4,32;

Z₁=17

Решение:

Используя вышеприведенные формулы, определяют:

1. Силы, создающие изгибающий момент,

Р_шст=

Р_шн=1,3*101.5=132кН

J=;

Р^׳_и=

R_H=132+

n_k=; n_д=4,32*217=488 мин^-1

М_д=; d_ш=10*17=170мм=0,17м

Р_з=

2. Силу, создающую изгибающий момент М_в2

Y_p=0.6*95=57 кН

Q_и=[]*0.25=25кН

Y^׳=57+25=82 кН

3. Изгибающий момент М_в1

М_в1=(132+3.23)*(1,857-1,105)-151*(1,58-1,105)+103(1,33-1,105)=53.14кН*м

4. Изгибающий момент М_в2

М_в2= 57*0,525=30 кН*м

5. Суммарный изгибающий момент

М_в=53.14+30=83.14кН*м

6. Силы, создающие изгибающий момент М_г

Е₁=Е_д=

7. Сила

Р_зн=0,25*Р_з=0,25*103=25.7 кН.

8. Изгибающий момент

М_r=60.5(1,857-1,105)-60.5(1,58-1,105)+25.7(1,33-1,105)=22.54 кН*м

9. Результирующий изгибающий момент

М_р==86.14 кН*м

10. Диаметр шейки оси в зоне моторно-осевого подшипника

d=