Разработка системы рессорного подвешивания пассажирского электровоза

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).

 Скачать реферат