Курсовая работа: Разработка системы рессорного подвешивания пассажирского электровоза

3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЁТ СИСТЕМЫ РЕССОРНОГО ПОДВЕШИВАНИЯ ЭЛЕКТРОВОЗА

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

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

3.2 Выбор конструкции центрального рессорного подвешивания

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

 (3.1)

где P2 - статическая нагрузка на опору кузова проектируемого электровоза.

 (3.2)

Полученная величина статического прогиба центрального подвешивания ≥  тогда условие выполняется

3.3 Проектирование и расчёт буксового рессорного подвешивания пассажирских электровозов

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

Mн=Mкп+2·Mбукс+4/5·Mтр+2/5·Mпм (3.3)

Mн=2.5+4/5·0.9+2/5·0.05=3.24 т

Величина нагрузки на пружину

Pп=0.5·(2П-9.8·Mн) (3.4)

Pп=0.5·(201-9.8·3.24)=84.624 т

Статическая нагрузка на пружину

 (3.5)

Исходные данные для расчёта цилиндрической однорядной пружины:

-  Общее число витков n=5;

-  Число рабочих витков nр=3.5;

-  Диаметр прутка d=40·10-3 м;

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

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

Коэффициент концентрации напряжений для пружины:

 (3.6)

Индекс пружины C=D/d=180/40=4,5.

Наибольшие касательные напряжения в пружине при действии статической нагрузки P:

 (3.7)

Коэффициент запаса статической прочности

 (3.8)

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

Статический прогиб пружины под нагрузкой

 (3.9)

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

Жёсткость пружины

 (3.10)

Максимальная (предельная) нагрузка на пружину

 (3.11)

А прогиб пружины под этой нагрузкой

 (3.12)

Прогиб пружины до полного соприкосновения витков

fсж=hсв-(nр+1)·d (3.13)

fсж=260-(3.5+1)·40=80 мм

Коэффициент запаса прогиба

 (3.14)

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

Рассчитанная пружина обладает устойчивостью, так как

3.4 Выбор гасителя колебаний

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

Таблица 3.1 Технические характеристики гидравлического гасителя колебаний

4. РАСЧЁТ РАМЫ ТЕЛЕЖКИ НА СТАТИЧЕСКУЮ И УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ

4.1 Составление расчётной схемы рамы тележки и определение величины действующих нагрузок

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

Численные значения сил P1- P4 и R рассчитываются по формулам

 (4.1)

 (4.2)

P3=9.8·(Mспб+Mтэд) (4.3)

P3=9.8·(0.312+3.4)=36.38 кН

P5=9.8·0.5·Mтэд (4.4)

P5=9.8·0.5·3.4=16.66 кН

 (4.5)

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

l1=bт/2 (4.6)

l5=lт/2-B1/2 (4.7)

l3=lкчб-B1/2+lпчб/2 (4.8)

l4=l5-2·aт/2+L/2 (4.9)

l2=l5-2·aт/2-L/2 (4.10)

l6=l5-(lподв+D+B2/2) (4.11)

l1=2.1/2=1.05 м

l5=4.4/2-0.15/2=2.125 м

l3=0.44-0.15/2+1.254/2=0.992 м

l4=2.125-2.74/2+0.7/2=1.105 м

l2=2.125-2.74/2-0.7/2=0.405 м

l6=2.125-(1.18+0.04+0.3/2)=0.755 м

4.2 Расчёт и построение единичных эпюр изгибающих и крутящих моментов

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

В этом случае изгибающие моменты:

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

В этом случае изгибающие и крутящие моменты

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

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

Изгибающие моменты в расчётных точках определяются следующими выражениями

Ми2= -P5·l4/2 (4.12)

Ми3= P5·l6/2 (4.13)

Ми4= P5·l6/2-P1·l2 (4.14)

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

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

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

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

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

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10