Механическое оборудование подвижного состава

Размещено на http://www.allbest.ru/

Новосибирский государственный технический университет

Методические указания к выполнению курсовых работ и дипломных проектов студентами электромеханического факультета специальности 180700 “Электрический транспорт

Часть 1

Механическое оборудование подвижного состава

Составители:

Н.Л. Чагин, В.В. Бирюков

Рецензент: В.Г. Коршиков



ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение

1. Решение планировочной задачи

2. Решение задачи распределения веса кузова по ходовым частям (развески ПС)

3. Расчет колесных пар и мостов ПС

3.1 Расчет оси колесной пары на прочность

3.2 Расчет оси колесной пары на усталость

3.3 Расчет подрезиненных колес рельсового подвижного состава

3.4 Расчет управляемого моста безрельсового ПС

3.5 Расчет ведущего моста безрельсового ПС

3.6 Расчет колес с пневматическими шинами

4. Определение колебательной модели подвижного состава

Литература



ВВЕДЕНИЕ

Проектирование различных типов подвижного состава (ПС) городского электрического транспорта связано с решением ряда вопросов, основными из которых являются следующие:

1. Решение планировочной задачи, в результате которого для выбранного типа подвижного состава определяются его габариты, внешний вид, расположение ходовых частей, размещение оборудования салона, весовые показатели ПС.

2. Решение задачи распределения веса кузова по ходовым частям (развески ПС), в результате которого уточняются координаты размещения ходовых частей с учетом несущей способности колёс.

3. Определение колебательной модели подвижного состава, необходимой для проведения теоретических исследований колебаний.

4. Расчет кузова подвижного состава.

5. Расчет колесных пар и мостов, в результате которого определяются размеры и конструктивное исполнение элементов колес и мостов.

6. Выбор и расчет типа упругих элементов и гасителей колебаний.

7. Выбор и расчет упругого подвешивания.

8. Разработка конструктивного исполнения ходовых частей.

9. Определение схемы тягового привода.

10. Проектирование и расчет рулевого управления.

11. Выбор типа и расчет механических тормозов подвижного состава.

Современные методы решения перечисленных выше вопросов излагаются в лекционном курсе «Теория и расчет механического оборудования подвижного состава городского электрического транспорта». Работа над проектом помогает более углубленно изучить теорию, тщательно проработать конструктивное исполнение элементов механического оборудования на основе анализа конструкций подвижного состава отечественного и зарубежного производства, усвоить методику расчета механического оборудования, приобрести навыки самостоятельного инженерного решения при проектировании ЭПС. На начальной стадии проектирования перед студентами стоит задача выбора вида ПС. Из курса «Городской электрический транспорт» известно, что каждый вид подвижного состава обладает ограниченной провозной способностью. В табл.1.1 приведены ориентировочные значения пассажиропотоков, которые способны удовлетворить различные виды городского транспорта.

Таблица 1

Класс	Характеристика производитель-ности	Вид транспорта	Провозная способность, тыс. пасс/ч	Примечание
1	Очень высокая	а) Электрифицированная железная дорога б) Метрополитен	55…60 25...3045…55	9-вагонный состав 6-8-вагонный состав
2	Высокая	а) Трамвай б)Монорельсовый транспорт	3,5...4,512…23 10…25	Максимум - для поезда из 8-осных вагонов
3	Средняя	а) Троллейбус б) Автобус	2…2,56…12 0,6…0,75…8	Максимальная - для сочлененного
4	Низкая	а) Легковой автомобиль б) Вертолет	1…1,5 0,5…0,6	Максимальная Максимальная

Провозная способность каждого вида транспорта зависит от вместимости ПС и интервала движения. При проектировании ПС необходимо руководствоваться следующим рядом вместимости 1: 4-5, 8-12, 17-25, 35-40, 60-75, 80-95, 110-120, 160-180, 230-260.

Исходными данными для проектирования являются величина часового пассажиропотока и интервал движения ПС. Вместимость ПС, способного провести заданное количество пассажиров при известном интервале движения, определяется по формуле:

,

где П^час - часовой пассажиропоток, пасс.,t_u - интервал движения ПС, мин.

Вариант задания при курсовом проектировании следует выбирать по таблице 2

Таблица 2

Шифр студента	01	02	03	04	05	06	07	08	09	10	11	12	13	14	15
Пассажиропо-ток, тыс. пасс.	0,5	1,0	1,5	3,0	6,0	9,0	12	15	20	30	40	0,5	1,0	1,5	3,0
Интервал движения, с	40	120	60	90	60	120	40	60	120	90	90	60	40	90	60
Шифр студента	16	17	18	19	20	21	22	23	24	25	26	27	28	29	30
Пассажиропо-ток, тыс. пасс.	6,0	9,0	12	15	20	30	1,0	6,0	12	15	45	3,0	6,0	15	3,0
Интервал движения, с	90	90	60	40	90	120	60	240	180	90	90	120	120	120	180



1. РЕШЕНИЕ ПЛАНИРОВОЧНОЙ ЗАДАЧИ

Решить планировочную задачу необходимо для определения весовых показателей ЭПС: веса тары G_т; веса пассажирской нагрузки G_пас; полного веса ПС G = G_т + G_пас; распределения веса по осям, тележкам или мостам ПС; удельного веса экипажа k_s; коэффициента использования веса k_g.

Вес пассажирской нагрузки

G_пас = qЧgЧ(A_сид+A_ст) = qЧg(A_сид+S_пр), (1.1)

где q = 70 кг - расчетная масса одного пассажира; g = 9,81 м/с²;

A_ст и A_сид - количество стоящих и сидящих пассажиров, соответственно;

- коэффициент наполнения, пасс./м²;

S_пр - общая свободная площадь пола проходов и накопительных площадок, м²

В соответствии с ГОСТ 10022-75 2 для внутригородских троллейбусов = A_ст/A _сид 2:1. Такое же соотношение может быть принято и для трамвайных вагонов. Для вагонов метрополитена 3:1.

Удельные показатели определяются по формулам

к_s = G_т/S_габ и к_g = G_пас/G_т, (1.2)

где G_т = G_к+;

- вес кузова, Н;

- вес тележек или мостов ходовой части, Н;

n - количество тележек или мостов ПС; - габаритная площадь, занимаемая экипажем, м².

При проектировании ПС вес G_т получают суммированием весов элементов оборудования. При ориентировочных расчетах, когда отсутствуют данные по весам механического, электрического и прочего оборудования, собственный вес экипажа может быть определен из выражений (1.2)

G_т = к_s S_габ, (1.3)

где при курсовом и дипломном проектировании рекомендуется принимать:

для трамвайных вагонов к_s = 4,5Ч10³ Па,

для троллейбусов к_s = 3,6Ч10³ Па,

для вагонов метрополитена к_s = 5 Ч 10³ Па.

Габаритная площадь ПС определяется суммированием площадей, занимаемых: сидящими и стоящими пассажирами S_пас, м²; кондуктором ( или кассовыми аппаратами) S_мк, м²; подножками S_п, м²; кабиной водителя S_кв,м²; стенками кузова S_ст,м²

S_габ = S_пас + S_мк + S_п + S_кв + S_ст (1.4)

Площадь салона, занимаемая пассажирами,

S_пас = s_сид ЧA_сид + s_ст ЧA_ст, (1.5)

где s_сид = 0,315 м²/пасс. и s_ст = 0,2 м²/пасс.( при = 5 пасс./м² ) 2.

Площадь, занимаемая кондукторами,

S_мк = s_мк Чn_мк, (1.6)

где n_мк - количество мест кондукторов;

s_мк = 0,5 м²

При бескассовой форме оплаты (компостировании абонементных талонов) и для вагонов метрополитена S_мк = 0.

Площадь, занимаемая подножками, определяется из:

S_п = s_о Чn_о + s_д Чn_д, (1.7)

где n_о и n_д - количество одинарных и двойных дверей, соответственно;

s_о = 0,4 м² и s_д = 0,7 м² - площадь подножек у одинарных и двойных дверей, соответственно (для вагонов метрополитена S_п = 0).

Двери кузовов ЭПС располагаются с одной или с двух сторон таким образом, чтобы путь пассажира в вагонах средней вместимости не превышал 3-4 м, в шарнирно-сочлененных 2,5-3 м, на метрополитене 2-2,5 м. В соответствии с действующими ГОСТ и РТМ (руководящими техническими материалами) трамвайные четырехосные вагоны с жестким кузовом должны иметь три двери, из них не менее двух двойных. Троллейбус длиной L< 9,5 м - две одинарные (шириной не менее 0,7 м в свету каждая), L = 9-9,5 м - две двойных (ширина не менее 1,4 м в свету каждая), L = 10,5-11 м - две двойных или две двойных и одну одинарную; L = 11,5-12 м - три двойных или две двойных и одну одинарную; сочлененные с L = 16,5-18 м - три двойных или три двойных и одну одинарную. Вагоны метрополитена должны иметь четыре двери с шириной дверного прохода в свету при открытых дверях не менее 1,208 м [13].

Площадь, занимаемую кабиной водителя, можно принимать равной 2,5 м² для вагонов трамвае и троллейбуса и 3 м² - для вагонов метрополитена.

Площадь, занимаемая стенками кузова, будет

S_ст = b_стЧП, (1.8)

где b_ст - условная толщина стенки кузова, принимаемая равной 0,08 м для трамвая и троллейбуса: и 0,1 м - для вагонов метрополитена;

П - периметр кузова, определяемый по формуле,

П = 2Ч(L_пс+В_пс), (1.9)

где B_пс - ширина ПС, принимаемая согласно ГОСТ равной 2,5 м для троллейбуса, 2,6 (2,65) м - для трамвая, 2.7 м - для метро;

L_пс = S_габ/B_пс - длина экипажа, максимальное значение которой по условиям вписывания в кривые участки пути не должно превышать согласно ГОСТ 15,3 м для трамвайных вагонов с жестким кузовом, 12 м - для троллейбусов и автобусов с жестким кузовом, 19,21 м - для вагонов метрополитена (по осям автосцепок).

Если расчетная длина L_пс превышает указанные значения длины экипажа с жестким кузовом, то необходимо проектировать шарнирно-сочлененный ПС, учитывая при этом, что в целях обеспечения достаточной маневренности и ограничения мешающего влияния ЭПС на остальное городское движение его L_пс <24…25 м. На начальной стадии проектирования, когда периметр ПС неизвестен, ориентировочно можно принимать

S_ст = (0,05ч0,1)S_габ (1.10)

При решении планировочной задачи возникает проблема расположения сидений в пассажирском салоне. На ПС отечественного производства применяется поперечное, продольное и смешанное расположение сидений. Продольные пассажирские диваны, как правило, выполняются многоместными, а поперечные - одно- и двухместными. Характерные варианты планировки пассажирских салонов вагонов трамвая и метрополитена, ПС монорельсовых дорог и троллейбуса приведены в работах [4-10]. На некоторых образцах ПС, выпускаемого за рубежом, применяется планировка, показанная на рис.1.1

При выборе размеров пассажирских сидений необходимо руководствоваться требованиями ГОСТ. Ширина одноместного дивана должна быть не менее 0,43 м, двухместного - 0,86 м, многоместного - кратным 0,43 м. Глубина сидения принимается равной 0,4 м. Зазор между пассажирским диваном и стенкой кузова - 0,03 м. Шаг диванов нужно принимать равным не менее 0,735 м. При планировке продольных диванов для ног сидящих пассажиров должна быть предусмотрена полоса шириной 0,1 м (рис. 1.2).

в г

Рис. 1.1 Варианты расположения сидений: а - продольное; б - поперечное в 3 ряда; в - поперечное в 4 ряда; г - смешанное

Рис. 1.2 Планировочные размеры пассажирских сидений

Существенное влияние на выбор планировки сидений салона и размещение дверей оказывает расположение опор кузова тележки или мостов ходовых частей и места сочленения шарнирно-сочлененного ПС.

Отношение длины L_пс к базе Б однокузовных трамвайных вагонов и троллейбусов по соображениям плавности хода и вписывания в коридор движения минимальной ширины должно составлять

к_б = L_пс/Б = 2…2,2 (1.11)

Для вагонов метрополитена

к_б = L_пс/Б?1,55 (1.12)

Полагая распределение статической нагрузки на ходовые части одно-кузовного ПС трамвая и метрополитена одинаковыми (к чему необходимо стремиться), можно найти передний и задний свесы (C₁ и С₂) экипажа и реакции путевой структуры Z (рис. 1.3.а).

C₁ = С₂ = ( L_пс - Б)/2, м и Z = G/2, Н (1.13)

При вписывании в габарит трамвайных вагонов стремятся получить максимальную длину вагона при сохранении его полной ширины в средней части кузова. Из условия равенства выносов кузова внутрь и наружу при вписывании в кривую (рис. 1.3.б) соотношение между длиной прямоугольной части кузова L_пс^' и его базой Б определяется выражением

L_пс^'/Б = ,м (1.14)

При увеличении длины кузова вагона до L_пс контур основания вагона выполняется со срезами боковых стенок кузова по концам и шириной торцов b_т<B_пс. Ширина торцовых стенок трамвайных вагонов колеи 1524 мм сужается до размера b_т = 1,8 ± 0,1 м.



Рис. 1.3 Расчетные схемы для определения габаритных и весовых показателей ПС

Величину заднего свеса С₂ и реакции путевой структуры однокузовного троллейбуса следует определять, исходя из условия несущей способности ходовых колес. Так как несущая способность ходовых колес ведомого и ведущего мостов троллейбуса обычно одинакова, то статическая нагрузка троллейбуса распределяется между мостами пропорционально количеству ходовых колес (рис.1.3.в)

Z₁ = к₁ЧG = n₁ЧG/n и Z₂ = к₂ЧG = n₂ЧG/n, Н, (1.15)

где n₁ и n₂- количество ходовых колес ведомого и ведущего мостов;

n- общее количество колес троллейбуса.

С₂ = L_пс/2 - к₁ЧБ (1.16)

Шарнирно-сочлененный ПС наземного ГЭТ может иметь две кузовные секции, две кузовные секции и укороченную межкузовную вставку или три кузовные секции. Сочлененные поезда метрополитена и монорельсовых дорог могут иметь большее количество сочлененных кузовных секции. Сочленение кузовов может быть опорным, мостовым консольным и прицепного типа (рис. 1.4). При проектировании двух кузовного шарнирно-сочлененного ПС соотношение длин головной секции кузова L_гол и полуприцепа L_пр определяют из условия вписывания в кривые с минимальной шириной дорожного коридора.

Рис.1.4 Основные типы шарнирно-сочлененных кузовов: а - опорное; 6 - мостовое; в - консольное; г - прицепное

Обычно принимают

к_гол = L_гол /L_пр = 1…1,1 (1.17)

Наименьшее увеличение ширины полосы движения на поворотах и наилучшую маневренность имеют сочлененные троллейбусы, у которых отношение длин полуприцепа и головной секции равно 0,75 [4]. При проектировании двух - и трехкузовного рельсового ПС может оказаться целесообразный с точки зрения повышения маневренности экипажа применение двух кабин водителя.

После определения габаритных размеров кузова ПС, размещения ходовых частей, выбора типа и количества дверей приступают к планировке салона. В окончательном варианте вместимость спроектированного ПС не должна отличаться от заданной больше чем на 5 пассажиров. Окончательный вариант решения планировочной задачи вычерчивается на миллиметровой бумаге формата А3 в максимально возможном масштабе. Чертеж должен содержать два вида: общий вид ПС сбоку и вид сверху (планировку кузова). На виде сверху должно быть указано размещение кабины водителя, дверей, подножек, пассажирских диванов, накопительных площадок, проходов, место кондуктора. Пример оформления планировочной задачи показан на рис.1.5.

Рис. 1.5 Планировка салона и расчетная схема нагрузок двухосного троллейбуса



2. РЕШЕНИЕ ЗАДАЧИ РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ВЕСА КУЗОВА ПО ХОДОВЫМ ЧАСТЯМ (РАЗВЕСКИ ПС)

Задача определения развески сводится к уточнению принятых при решении планировочной задачи координат размещения ходовых частей под кузовом экипажа.

При определении развески рельсового ПС расчетным режимом следует считать режим экстренного торможения нормально нагруженного экипажа. Развеску троллейбусов можно производить по критерию равенства статических нагрузок, передаваемых колесами на дорожное покрытие, из условия одинакового использования их несущей способности.

Исходные данные для определения развески ПС: принятое планировочное решение салона кузова; условие равномерности распределения нагрузки от веса тары кузова G_к (допустимое при проектировании); вес ходовых частей ПС; вместимость ПС, полученная в результате решения планировочной задачи; величина замедления а_т, или тормозной путь L_т рельсового ПС; величина допустимой статической нагрузки мостов безрельсового ПС.

Согласно ГОСТ 7495-74 [11] нагрузка, приходящаяся на переднюю ось максимально нагруженного однокузовного троллейбуса, не должна превышать 36% общего веса экипажа. В соответствия с [1] на передний мост максимально нагруженного трехосного шарнирно-сочлененного троллейбуса должно приходиться не более 20-22% общего веса, на средний мост и мост полуприцепа - по 39-40%. Тормозной путь нормально нагруженного трамвайного вагона в соответствии с ГОСТ 8802-78 [3] не должен превышать при экстренном торможении со скорости 30 км/ч величины 16 м.

Для двухосных троллейбусов с жестким кузовом решение задачи распределения веса сводится к определению размеров C₁ и C₂, определяющих положение мостов под кузовом (рис.1.5) при максимальной нагрузке. Величина C₂ определяется из уравнения статического равновесия

Откуда

, м, (2.1)

Где , Н,

G_1м - вес ведомого моста троллейбуса, Н;

G_2м - вес ведущего моста троллейбуса, Н;

G_i - i-тая составляющая нагрузки от веса пассажиров, Н;

l_i - координата центра тяжести нагрузки G_i, м.

При проектировании можно принимать G_1м = 8,5 кН и G_2м = 16 кН (за исключением мостов троллейбусов с двумя центральными редукторами).

Если Z_1макс/G>36%, то необходимо изменить планировку пассажирского салона и добиться снижения Z₁ до допустимой величины.

, Н (2.2)

Несущая способность колес ведущего и ведомого мостов отечественных троллейбусов имеет величину 25-30 кН. Решение задачи развески шарнирно-сочлененного сводится к определению положения мостов, т.е. расстояний С_1, С₂,С₃ (рис. 2.1). Расстояния С₁, С₂, С₃ находятся из уравнений статического равновесия полуприцепа и головной части троллейбуса

,

Откуда

, м, (2.3)

где Z₃ - реакция путевой структуры на мост полуприцепа, Н;

G_3м - вес моста полуприцепа, H;

G_iпр- i-тая составляющая нагрузки от веса пассажиров полуприцепа, H;

G_кпр- вес кузова полуприцепа, H;

L_iпр- координата центра тяжести нагрузки G_iпр, м;

n₃- количество ходовых колес моста полуприцепа;

к₃ = Z₃/G = n₃/n.

Рис. 2.1 Планировка салона и расчетная схема нагрузок сочлененного троллейбуса

Аналогично

, м, (2.4)

где G_кгол - вес кузова головной части троллейбуса, Н;

G_iгол - i-тая составляющая нагрузки от веса пассажиров головной части троллейбуса, Н;

l_iгол - координата центра тяжести нагрузки G_iгол, м.

, м (2.5)

Задачу распределения рельсового ПС следует решать по критерию максимального использования сцепного веса, экипажа, при экстренном торможении. Как известно, в режиме торможения возникают инерционные силы, способствующие перераспределению нагрузок, передаваемых ходовыми частями на путевую структуру. Пренебрегая влиянием инерционных сил тележки на перераспределение нагрузок между осями, величину C₂ четырехосного трамвайного вагона (рис. 2.2) можно найти из условия равенства нагрузок, передаваемых тележками на рельсы в режиме экстренного торможения. Из уравнения равновесного состояния ПС

Следует

, м, (2.6)

Где

, Н, (2.7)

m_к - масса кузова, кг;

V- скорость начала торможения, м/с;

г = 0,12…0,15 - коэффициент инерции вращающихся масс экипажа;

h_c- расстояние от центра тяжести кузова вагона до плоскости пятников, м;

h_т - расстояние от плоскости пятников до оси колесной пары,м;

D_м - диаметр колеса, м;

Z_1,2 = G/2 - реакция ходовых частей в точках опоры (пятниках), H;

G_тел = 45 кН - вес тележки.

Если величина С₂, определенная по формуле (2.6), значительно отличается от той, которая была найдена по выражению (1.13), то необходимо изменить ранее принятое расположение тележек. В том случае, если в кузове ПС предусмотрены две кабины водителя, расчетной формулой для получения C₂ является формула (1.13).

Рис. 2.2 Планировка салона и расчетная схема нагрузок двухтележечного четырехосного трамвайного вагона

После определения развески ПС необходимо проверить удельную нагрузку на один погонный метр рельсового пути

, кН/м, (2.8)

где - вес ПС при максимальном наполнении (б = 10пас./м²),

l_сц - длина ПС по осям сцепок, м.

Для ПС метрополитена ?G? 30 кН/м, трамвая ?G? - 20 кН/м.

подвижной тяговый ходовой рулевой



3. РАСЧЕТ КОЛЕСНЫХ ПАР И МОСТОВ ПС

Расчетам элементов механического оборудования рельсового ПС должна предшествовать эскизная компоновка ходовой части вагона или тележки. На рис. 3.1 показан один из возможных вариантов компоновки оборудования тележки трамвайного вагона.

Рис. 3.1 Компоновка оборудования тележки трамвайного вагона

Расчет колесных пар рельсового ПС включает в себя расчет осей колесных пар и колес. Ось колесной пары рассчитывается на прочность и усталость. Расчету подлежит первая по ходу движения ПС ось, а расчетным режимом является режим экстренного торможения вагона в кривой при воздействии на него боковой ветровой нагрузки. При проектировании колес рельсового ПС следует отдавать предпочтение подрезиненным колесам. Несмотря на сложность их конструкции и высокую стоимость, применение в них резиновых упругих элементов позволяет снизить до минимума вес неподрессоренных частей ПС, повысить комфортабельность и улучшить условия работы всего оборудования экипажа.

При проектировании мостов безрельсового ПС необходимо рассчитать ведущий и управляемый мосты экипажа и проверить несущую способность пневматических колес. Расчетными режимами для ведущего моста являются: режим реализации максимальной силы тяги, режим экстренного торможения и режим заноса экипажа; для управляемого моста - режим экстренного торможения и режим заноса.

3.1 Расчет оси колесной пары на прочность

Расчет ведется для оси колесной пары с буксами внешнего расположения. В случае применения колесной пары с буксами внутреннего расположения методы расчета сохраняются, но изменяется расчетная схема приложения нагрузок, действующих на буксы. В расчетном режиме на ось действуют:

1) нагрузки от статических сил, действующих на колесную пару, с учетом вертикальной динамики;

2) нагрузки от действия боковых горизонтальных (центробежной и ветровой) сил;

3) инерционные нагрузки;

4) нагрузки, связанные с работой механических тормозных устройств;

5) нагрузки от веса тягового электродвигателя при рамно-осевой подвеске ТЭД.

Ось колесной пары рассчитывается в наиболее опасном сечении, где результирующая от действия указанных выше сил создает наибольшее напряжение.

На рис. 3.2 показаны расчетные схемы и эпюры изгибающих моментов от действия статических, боковых горизонтальных и инерционных нагрузок на ось колесной пары.

Нагрузка, приходящаяся на буксу (шейку оси колесной пары),

, Н, (3.1)



где n₀- количество осей ходовой части вагона;

G_о -вес колесной пары с буксами и редуктором (для трамвайных вагонов G_о = 7,7…9,2 кН; для вагонов метрополитена - 16 кН);

к_д = 1+(a+3Ч10^-4ЧV/f_ст)

- коэффициент вертикальной динамики;

а - коэффициент, равный 0,1 для подрессоренных частей тележки и 0,15 - для неподрессоренных;

V - конструктивная скорость экипажа, м/с (принимается равной 16,7 м/с для вагонов трамвая и 25 м/с - для вагонов метрополитена);

f_ст = 0,14…0,19 м - прогиб системы упругого подвешивания.

Рис. 3.2 Расчетные схемы действия статических, боковых и инерционных сил: а - статическая нагрузка; б - боковая нагрузка; в - инерционные нагрузки

Максимальный изгибающий момент

М_{G макс} = Р_бЧl_ш, НЧм, (3.2)

где l_ш - расстояние от середины шейки до середины круга катания колеса (для трамвайных вагонов l_ш = 0,15 и для вагонов метрополитена l_ш = 0,25м).

Боковая сила от центробежных и ветровых нагрузок, действующая на колесную пару, равна

, Н, (3.3)

где H_д = (0,15…0,2)

G - суммарная боковая сила, действующая на вагон, Н;

к _н = 1,2 - коэффициент, учитывающий увеличение нагрузок за счет трения реборды колеса о головку рельса при вписывании вагона в кривую.

Максимальный изгибающий момент от боковой силы

, НЧм, (3.4)

где D_к = 0,64…0,78 м для трамвайных вагонов и D_к = 0,78…0,9 м для вагонов метрополитена.

Нагрузка на буксу от действия боковых сил

, H, (3.5)

где l_д- расстояние между серединами шеек оси (для трамвайных осей с буксами внешнего расположения l_д = 1,8 м, внутреннего расположения l_д - 1,3 м; для осей вагонов метро l_д = 2 м).

Максимальный изгибающий момент от силы Р_Нд определяется по формуле (3.2). Деформацией сжатия оси под действием боковых нагрузок пренебрегают.

Экстренное торможение ПС приводит к перераспределению нагрузок, воспринимаемых колесными парами, за счет возникновения инерционных сил от масс кузова и тележек. Наибольшая дополнительная составляющая вертикальной нагрузки приходится на первую по направлению движения вагона колесную пару головной тележки.

Вертикальная нагрузка на шейку оси колесной пары от инерционных сил кузова

, Н, (3.6)

где - инерционная сила от массы кузова, Н;

а_т = 3-3,5 м/с² - для ПС, образованного рельсовым электромагнитным тормозом; а_т = шЧg -для остальных вагонов;

n_от - количество осей тележки;

Б_т - база тележки, м.

Вертикальная нагрузка на шейку оси колесной пары от инерционных сил тележки

, Н, (3.7)

где - инерционная сила, действующая на тележку, Н; h^'_Т - расстояние от центра тяжести тележки до оси, м.

Суммарная нагрузка на шейку оси колесной пары от действия инерционных сил равна

, Н (3.8)

Максимальный момент в вертикальной плоскости определяется по формуле (3.2).

Горизонтальная составляющая сил инерции уравновешивается силами В_т сцепления колес ПС с рельсами. Характер воздействия тормозных усилий зависит от вида тормоза, применяемого на экипаже. При использовании на рельсовом ПС колесно-колодочного тормоза с односторонним нажатием тормозных колодок расчетная схема имеет вид, показанный на рис. 3.3,а.

Сила нажатия колодки на бандаж равна

X_к = Т_к/ц_к, Н, (3.9)

где Т_к - сила трения между колодкой и колесом, Н;

_к - коэффициент трения (для чугунных колодок _к = 0,2, для пластмассовых - _к = 0,28).

Сила, трения Т_к создает тормозную силу B_Т, максимальное значение которой определяется силой сцепления колес с рельсом В_сц

, Н, (3.10)

где ш = 0,I8…0,25 -коэффициент сцепления колеса с рельсом.

Рис. 3.3 Расчетные схемы и эпюры моментов колесного колодочного (а) и дискового осевого (б) тормозов с односторонним нажатием тормозных колодок

Силы Х_к и B_т, действующие на ось, уравновешиваются соответствующими реакциями Х и B_к направляющих устройств в буксовом узле. Эпюры изгибающих моментов от сил показаны на рис.3.3 а.

Применение колесно-колодочного тормоза с двусторонним нажатием тормозных колодок позволяет, существенно уменьшись величину изгибающего момента в горизонтальной плоскости за счет исключения сил нажатия колодок, которые компенсируют друг друга.

Расчетная схема действия сил при использовании на экипаже дискового осевого тормоза с односторонним нажатием тормозных колодок показана на рис. 3.3,б. Ось колесной пары подвергается деформации изгиба в вертикальной плоскости от сосредоточенной силы Т_к, в горизонтальной плоскости - от силы В_т и кручению от момента М_т.

Максимальное значение силы Т_к, определяется по формуле

, Н, (3.11)

где r_т - расстояние от оси колесной пары до точки приложения равнодействующей сил трения, м.

Максимальный момент, изгибающий ось колесной пары в вертикальной плоскости

, НЧм, (3.12)

где Z_к1 - реакция рельсового пути на силу Т_к, Н; l_Т- расстояние от точки приложения силы Т_к до серeдины круга качения колеса, м.

Крутящий момент от тормозной силы

, НЧм, (3.13)



где r_н - расстояние от оси колесной пары до точки приложения равнодействующей тормозного усилия, м.

При дисковом осевом тормозе с двусторонним нажатием тормозных колодок ось колесной пары подвергается изгибу в горизонтальной плоскости от силы В_т и кручению - от момента M_т.

Расчетная схема действия сил при использовании на ПС дискового колесного тормоза с односторонним нажатием тормозных колодок представлена на рис. 3.4.

Рис. 3.4 Расчетная схема действия сил при дисковом колесном тормозе

Ось колесной пары подвергается изгибу в горизонтальной плоскости от тормозных сил В_Т. Аналогичная деформация оси возникает при использовании дискового колесного тормоза с двухсторонним нажатием.

Расчетная схема действия сил при использовании на ПС центрального тормоза показана на рис. 3.5. Величина тормозного момента, передаваемого через тяговую передачу на ось колесной пары,

, НЧм, (3.14)

где М_т - величина тормозного момента центрального тормоза, НЧм; i_р - передаточное число редуктора.

Предельное значение М_То определяется величиной силы сцепления колеса с рельсом.

Рис. 3.5 Расчетная схема и эпюры моментов при центральном тормозе

Ось колесной пары при действии центрального тормоза подвергается тем же деформациям, что и при использовании дискового осевого тормоза с односторонним нажатием. Максимальный по условиям сцепления тормозной момент создает усилие в зацеплении, которое рассчитывается по формуле

, Н, (3.15)

где D_Zш - диаметр большой шестерни редуктора, м.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов показаны на рис.3.5.

Применение на ПС рамно-осевого подвешивания тягового электродвигателя приводит к возникновению дополнительных напряжений в оси колесной пары за счет распределения веса двигателя между рамой тележки и осью. В расчетах следует принимать, что на ось приходится 50% веса двигателя и нагрузка сосредоточена в одном месте.

Максимальные напряжения в опасных сечениях рассчитываются по формулам

, Па, (3.16)

, Па, (3.17)

, Па, (3.18)

, м³, (3.19)

где у_в и у_г - максимальные нормальные напряжения от изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях, соответственно, Па;

ф - максимальное касательное напряжение от крутящего момента, Па;

М_Вмакс, М_Гмакс, М_Кмакс - максимальные результирующие моменты от действия всех сил, расположенных в вертикальных и горизонтальных плоскостях, НЧм;

W и W_к - моменты сопротивления изгибу и кручению соответственно, м³;

d - диаметр оси в расчетном сечении, м.

Допускаемые напряжения [у] для шейки оси колесной пары принимают равными 120Ч10⁶Па, для остальных сечений- 140Ч10⁶ Па.

3.2 Расчет оси колесной пары на усталость

Ось колесной пары, как и некоторое другое механическое оборудование ПС ЭТ, работающее при переменных нагрузках, необходимо рассчитывать. на усталость. Расчет на усталость сводится к определению в конструкциях максимальных местных напряжений, зависящих от конфигураций детали, наличия, характера переходов от одного сечения к другому, а также от состояния поверхности. На практике обычно применяется метод расчета коэффициентов концентрации напряжений по графикам, составленным при экспериментальном определении пределов выносливости специальных полированных образцов с заданной формой надреза (галтели, выточки, отверстия и т.д.) в местах перехода от одного сечения к другому.

Коэффициент концентрации напряжений в оси при изгибе согласно работе [4] находят по формуле

, (3.20)

где (3.21)

- коэффициент концентрации напряжений полированного образца;

н_у и (к_у)_0.2 - коэффициенты концентрации напряжений, зависящие от отношения сопрягаемых диаметров, радиусов сопряжений и материала оси;

(е_о.к.)_у, (е_о)_у и (е_д.к.)_у- масштабные факторы, зависящие от материала оси и ее диаметра;

Д - коэффициент, учитывающий состояние поверхности.

На рис. 3.6.а приведены зависимости

(к_у)_0.2 = f(r/d)

1 - для стали с у = 120 МПа;

2 - для стали с у = 100 МПа;

3 - для стали с у = 80 МПа;

4 - для стали с у = (40…60) МПа.

На рис.3.6.в - зависимость

е_о.к., е_о и е_д.к. = f(d)

1 - для углеродистой стали без концентрации напряжений;

2 - для легированной стали у = (100…120) МПа без концентрации напряжений и углеродистой стали с умеренной концентрацией напряжений;

3 - для легированной стали с концентрацией напряжений;

4 - для резьбы болтов.

На рис. 3.6.г - зависимость Д(у):

1 - полированная поверхность;

2 - шлифованная поверхность;

3 - грубо обточенная поверхность;

4 - поверхность после ковки или прокатки.

Рис. 3.6 Кривые зависимостей коэффициентов

Коэффициент концентрации напряжений оси при кручении согласно работе [4] определяется по формуле

, (3.22)

где - (3.23)

коэффициент концентрации напряжений полированного образца; Остальные коэффициенты аналогичны коэффициентам формулы (3.20).

Кривые зависимости коэффициентов (к_ф)_0.1,4 и н_ф в функции диаметров и материала оси показаны на рис. 3.7. На рис. 3.7.а приведены зависимости коэффициентов концентрации напряжений для вала с уступом и галтелью при кручении образца:

1 - для стали с у_в = 120 МПа;

2 - для стали с у_в = 60 МПа;

3 - для стали с у_в = 40 МПа.

На рис. 3.7.б - изменение коэффициента концентрации напряжений в зависимости от отношения диаметров D₀/d₀.

Значения масштабных факторов и коэффициента Д определяются по кривым рис. 3.6.в и г. Коэффициенты концентрации напряжений в осях, связанные с прессовой посадкой различных втулок: муфт, зубчатых колес, колесных центров

Рис. 3.7 Концентрация напряжений валов при кручении

и т.д., определяется схемой нагружения напрессованных на ось деталей, конструкцией и материалом втулки [4]. При передаче втулкой на ось только крутящего момента (схема А) или крутящего момента и поперечной силы (схема Б) величина коэффициента концентрации напряжений может быть получена по формуле

, (3.24)

где И - коэффициент, учитывающий относительное изменение коэффициента концентрации в зависимости от прочности материала вала;

[(к_у)₀]_{50 -}- коэффициент концентрации напряжений образца диаметром 50 мм;

к_у)?₀ - поправочный коэффициент, учитывающий влияние конструкции втулки; (к_у)?'₀ -поправочный коэффициент, учитывающий влияние материала втулки (для бронзы он равен 0,75;

мягкой стали - 1; цементированной или закаленной -1,25).

Кривые коэффициентов концентрации напряжений в осях, связанные с прессовой посадкой втулок различной конфигурации, показаны на рис.3.8.

При нагружении втулки по схемам А и Б коэффициент [(к_у)₀]₅₀ = f(В/d) для образца втулки из мягкой стали d_o = 50 мм - на рис.3.8.а; зависимость И = f(у) - на рис.3.8.б; влияние конструкции ступицы на коэффициент (к_у)?₀ (см. рис. 3.8.в):

1 - (к_у)?₀ = 1;

2- (к_у)?₀ = 0,8;

3- (к_у)?₀ = 1,35;

4- (к_у)?₀ = 1,5.

Рис. 3.8 Концентрация напряжений от прессовой посадки втулки на вал

Величина предела усталости оси для всех видов деформации при симметричном цикле нагружения определяется как

и , Па, (3.25)

где [у^u_-1]₀ и [ф_-1]₀- пределы усталости нормального образца при изгибе и кручении, определяемые по табл.3.1.

Таблица 3.1

Марка стали	Термообработка	[в]	[u-1]о	[-1о]о	[-1]о
10 20 30 45 40ХН 40ХНЗА 12ХНВА 30ХМА	Нормализация Нормализация Нормализация Нормализация Закалка при 830…8400С масле, отпуск при 500…5500С Закалка при 860 0С в масле, отпуск при 5600С Закалка при 9500С,а затем при 8500С в масле, отпуск при 2000С Закалка при 8800С в масле, отпуск при 2000С	32-42 40-50 48-60 60-75 90 95 115 95	16-22 17-22 20-27 25-34 40 39-47 54-59 47	12-15 12-16 17-21 19-25 29 27-32 36-40 -	8-12 10-13 11-12 15-20 24 22-26 33-36 -

Величина запаса усталости для каждого вида деформации определяется по формулам

n_у = [у_-1]_д/у и n_ф = [ф₁]_д/ф (3.26)

где у и ф- расчетные величины напряжений, действующих в данном сечении оси колесной пары.

Общий запас прочности оси по условиям усталости по отношении к общим расчетным напряжениям можно получить по формуле [4]

(3.27)

3.3 Расчет подрезиненных колес рельсового подвижного состава

Задача расчета подрезиненных колес рельсового ПС сводится к выбору схем подрезиненного колеса, определению количества резиновых упругих элементов, их геометрических размеров. На рис. 3.9 показаны основные схемы подрезиненных колес, применяемых в настоящее время на ПС ЭТ.

Рис. 3.9 Схемы подрезиненных колес: а-"Сэндвич", б-"Бохум", в-"V"-образная

Наибольшее распространение получили колеса конструкции "Сэндвич", так как они обладают большей упругостью и стабильностью параметров. При проектировании колес необходимо руководствоваться следующими рекомендациями [4]:

1) резиновые упругие элементы колеса должны работать на сдвиг;

2) максимальный вертикальный прогиб амортизирования колеса должен составлять f_Вмакс (2,5…4)Ч10^-3 м, горизонтальный - f_Гмакс (1…1,5) Ч10^-3 м;

3) твердость резины для упругих элементов колес ПС ГЭТ составляет (54…56) ± 5% единиц по Шору;

4) максимальная толщина упругого элемента д_макс=(16…19)Ч10^-3 м;

5) угол сдвига при деформации не должен превышать величины [б]?20…25°, а максимальная относительная деформации Дд_макс/д?0,2…0,25;

6) максимальная величина напряжений, действующих в резине, не должна превышать[у] = 2 МПа.

Расчетная схема и основные геометрические параметры подрезиненного колеса типа "Сэндвич" показаны на рис. 3.10,а. Расчетными нагрузками, действующими на упругие резиновые элементы колеса, являются:

H_бк - максимальная боковая нагрузка, равная 0.5Н_бо;

F_Кмакс - максимальное значение силы тяги реализуемой колесом;

Z_Кмакс - максимальное значение реакции рельсового пути, приходящееся на колесо.

Схема передачи боковой нагрузки на ось колесной пары показана на рис. 3.10.б.

Рис. 3.10 Расчетная схема подрезиненного колеса

При воздействии на колесо боковой нагрузки точка контакта гребня колес получает смещение [4]

, м, (3.28)

где И - величина смещения от сжатия дисков, обусловленная наличием поперечной жесткости резиновых элементов С_у, м;

Чsin₂

- величина смещения от поворота обода относительно вертикальной плоскости на угол б₂ под действием момента М = Н_бкЧD_к/2, обусловленная наличием угловой жесткости резиновых элементов с_б, м.

Жесткость эластичного пояса резиновых элементов на сжатие

, Н/м, (3.29)

где Е_сж = кЕ = 3кН²_р/3800 - модуль упругости, МПа;

к - коэффициент ужесточения;

п_д - количество резиновых упругих элементов (дисков);

d_о - диаметр резинового элемента, м.

Коэффициент ужесточения резины зависит от коэффициента формы определяемого как отношение площадей нагружения и выпучивания упругого элемента, к_ф = S_нагр/ S_вып. Кривая зависимости к = f(к_ф) показана на рис.3.11.

Рис. 3.11 Зависимость коэффициента ужесточения резины от коэффициента формы

Кривая дана для цилиндрического, кольцевого и прямоугольного (отношение длины к ширине l/b = 5) сечений. При l/b = 1…2 значение коэффициента выше примерно на 30%, при l/ b > ? - ниже примерно на 30%.

Поперечная жесткость колеса на изгиб



, H/м, (3.30)

где r -радиус окружности, по которой располагаются центры резиновых дисков.

Боковая гибкость колесной пары

, м/H, (3.31)

где - угол поворота обода в вертикальной плоскости под действием боковой нагрузки, рад.

Боковая жесткость колесной пары

, Н/м, (3.32)

При сборке подрезиненного колеса необходимо обеспечить предварительный натяг, величину которого получают из условия гарантированного сжатия волокон резиновых элементов при максимальном боковом смещении y_макс

, м, (3.33)

Под действием вертикальной и горизонтальной нагрузок резиновые диски работают на сдвиг. В наиболее неблагоприятных условиях находятся диски, расположенные на горизонтальном диаметре.

Максимальный вертикальный прогиб под действием динамической нагрузки определяется по формуле [4]

, м, (3.34)

где - жесткость подрезиненного колеса в вертикальной плоскости, Н/м.

Угол сдвига волокон упругих резиновых элементов

, град, (3.35)

где s - площадь сечения диска, проходящего через его диаметр перпендикулярно боковой поверхности, м².

Величина напряжений, возникающих в упругих элементах

, Па. (3.36)

3.4 Расчет управляемого моста безрельсового ПС

Задача расчетов сводится к определению геометрических размеров балки моста в наиболее опасных сечениях, диаметров осей цапфы и шкворня и размеров вилок цапфы. Расчетная схема и расчетные сечения балки управляемого моста показаны на рис. 3.12.



Рис. 3.12 Расчетная схема и сечения балки управляемого моста

Расчетными сечениями балки являются сечение 1-1 места перехода балки к кулаку, сечение 2-2 в месте начала усиления балки, сечения 3-3 и 4-4, ослабленными отверстиями под стремяночные болты рессор, и сечение 5-5 балки в средней ее части. Сечение балок управляемого моста безрельсового подвижного состава представляет собой, как правило, двутавр. Величина напряжений, действующих в указанных сечениях, может быть найдена по формулам (3.16)-(3.18). При этом момент сопротивления кручению сечения, состоящего из прямоугольников, можно получить по известной формуле

, м^3,(3.37)

где г₁ = 1,3 для балок таврового сечения;

а_i и h_i.- стороны (h_i >а_i) i-того прямоугольника сечения;

a_макс - максимальная ширина прямоугольника, составляющего сечение.

Схемы нагрузок поворотной цапфы и шкворня балки управляемого моста в тормозном режиме показаны на рис. 3.13. Согласно рис. 3.12 угол наклона шкворня в вертикальной плоскости составляет около 8-9°. В целях упрощения расчетов им пренебрегает.

Рис. 3.13 Схемы нагрузок поворотной цапфы и шкворня балки

Расчетными нагрузками поворотной цапфы в режиме реализации мостом максимальной по сцеплению тормозной силы являются вертикальная нагрузка T = Z,передаваемая балкой управляемого моста на нижнюю лапу, и тормозная сила В, действующая в направлении продольной оси экипажа. Для определения напряжений в элементах цапфы и шкворня необходимо привести указанные силы к оси цапфы и шкворня. Для этого следует воспользоваться известной теоремой о замене силы при переносе ее из одной точки в другую на равную ей по величине и направлению и момент, определяемый произведением величины этой силы на полученное плечо. Тогда сила Z уравновешиваетcя силой Q₁; сила B - силами Q₂, Q₃, Q₄ и Q₅; сила Q₅ -силами Q₆, Q₇, Q₈. Численные значения этих сил будут

, , , , ,

, , (3.38)



Cуммарные силы, передаваемые через шкворень на верхнюю и нижнюю вилки цапфы в направлении продольной оси Х и поперечной оси Y экипажа, получают алгебраическим сложением действующих сил.

Q_Xв = -(Q₂+Q₃), Q_Yв = Q₈-(Q₁+Q₆), Q_Xн = Q₂-Q₄, Q_Yн = Q₁-(Q₈+Q₇) (3.39)

Основными сечениями вилки поворотной цапфы будут сечения а-а оси цапфы, сечение в-в нижней вилки и с-с верхней вилки.

Нормальные и касательные напряжения в сечении а-а определяются уравнениями

у = M_Q/W и ф = Q/F₁, Па, (3.40)

где M_Q = QЧl, НЧм;

, Н;

- площадь сечения оси цапфы, м²; l - см. рис. 3.13.

Эквивалентное напряжение определяется по формуле (3.16).

Напряженное состояние сечения в-в зависит от сил Т, Q_Yн и Q_Xн. Для упрощения расчетов принимают, что сечение в-в параллельно оси цапфы. Напряжения в сечении можно получить по формулам

,

,

, Па, (3.41)

где F₂ - площадь сечения в-в, м²

Аналогично рассчитываются напряжения в сечении с-с, расположение которого так же, как и сечения в-в, принимается параллельным оси цапфы.

Суммарные напряжения в сечениях зависят от их конфигурации, которые для облегчения расчетов могут быть приняты прямоугольными.

В режиме заноса нагрузку поворотной цапфы определяют вертикальная нагрузка Т₃, передаваемая балкой управляемого моста на нижнюю вилку, и боковая сила R₁, передаваемая колесом из точки контакта с дорогой в направлении, параллельном поперечной оси экипажа (рис. 3.14).

Рис. 3.14 Схема нагрузок поворотной цапфы и шкворня балки управляемого моста в режиме заноса экипажа

В режиме заноса сила Z = T₃ уравновешивается силой Q₁, рассчитываемой по формуле (3.38), сила R₁ - силами Q₉ и Q₁₀, определяемых по формулам

,

, H (3.42)

Величина нагрузки T₃ может быть найдена по формуле



, H, (3.43)

где , H, (3.44)

h₂ - расстояние от центра экипажа до оси цапфы, м;

l_p - расстояние между рессорами подвески переднего моста, м.

Величины напряжений в опасных сечениях определяются по формулам (3.38), (3.39).

Шкворень балки управляемого моста рассчитывается в сечениях I-I и П-П на срез и на изгиб по формулам:

и , Па, (3.45)

где - полная нагрузка, передаваемая шкворнем на верхнюю вилку, Н;

- полная нагрузка, передаваемая шкворнем на нижнюю вилку, Н

F₃ и F₄ - площади сечений I-I и П-П соответственно.

Напряжения на изгиб в среднем сечении шкворня, рассматриваемого как балка, опертая в точках О₁ и О₂ и нагруженная силой R₁ в точке О, определяются по формулам

или , Па, (3.46)

где W- момент сопротивления сечения шкворня, рассчитываемый по формуле (3.19), м³.



3.5 Расчет ведущего моста безрельсового ПС

Расчет ведущего моста безрельсового ПС сводится к расчету мостовых балок на жесткость. В практике конструирования принято оценивать жесткость ведущих мостов по величине максимального прогиба под статической нагрузкой соответствующей полному весу экипажа. Напряжения, возникающие в горизонтальной плоскости балок мостов, не превышает 10% напряжений в вертикальной плоскости, и поэтому ими пренебрегают.

В расчетах на жесткость балка ведущего моста рассматривается как двухопорная балка равного по всей длине сечения, нагруженная силами Т и Z, причем принимается Z₁ = Z₂ = Z₃, и T₁ = T₂ = T₃. В случае переменного сечения балки по длине моста его заменяют на эквивалентное. Методика приведения изложена в работе [4].

В пределах упругой деформации положение средней точки картера, имеющей, очевидно, максимальное перемещение, может быть определено по способу Верещагина. Расчетная схема и эпюры моментов, поясняющие методику расчета, даны на рис. 3.15.

Рис. 3.15 Расчетная схема и эпюры моментов

Максимальный прогиб средней точки картера:

, м, (3.47)

где J - центральный момент инерции поперечного сечения картера, м⁴;

Е = 210 ГПа - модуль упругости стали;

L_м - длина балки моста (в расчетах может быть принята равной ширине колеи), м; l_р - расстояние между рессорами, м.

Расчет на жесткость заканчивается определением геометрических размеров поперечного сечения картера ведущего моста.

3.6 Расчет колес с пневматическими шинами

Расчет колес сводится к определению геометрических размеров шины пневмоколеса (рис. 3.16), отвечающего расчетной грузоподъемности при допустимой радиальной деформации. Максимально допустимая нагрузка на колесо с пневматической шиной может быть определена согласно [4,6]

, Н, (3.48)

где к = (0,23…0,27) МПа - коэффициент грузоподъемности шины;

В_ш - ширина профиля намеченной шины, м;

d - диаметр обода проектируемой шины, м;

d_с = 0,508 - диаметр стандартного двадцатидюймового обода, м.

Рис. 3.16 Сечение пневмошины

Радиальная деформация шины

, м, (3.49)

где С₁(2…4)Ч10-⁸ 1/Па и С₂0,15…0,25 - коэффициенты, учитывающие конструкцию и геометрические размеры шины;

Р_в - давление сжатого воздуха в шине Р_в = (160…180) кПа - для ...