Расчет четырехосного вагона-цистерны для перевозки сжиженных газов

Содержание

Введение

.     Конструкционная часть

2.      Выбор основных технико-экономических параметров грузовых вагонов

2.1 Определение грузоподъемности вагона

.2 Определение линейных размеров вагона

.3 Вписывание вагона в габарит

.4 Расчет нагрузок, действующих на вагон и его части

.4.1 Вертикальные нагрузки, действующие на кузов и тележки

.4.2 Боковые нагрузки

.5 Устойчивость колесной пары против схода с рельса

.6 Расчет оси колесной пары на прочность условным методом

.7 Расчет двухрядной цилиндрической пружины

.8 Расчет подшипника на долговечность

Список использованных источников

Введение

В курсовой работе рассмотрена конструкция четырехосного вагона-цистерны для перевозки сжиженных газов.

Проведены расчеты по выбору основных технико-экономических параметров грузового вагона, а именно по определению грузоподъемности, линейных размеров вагона; вписыванию вагона в габарит; нагрузкам, действующим на вагон и его части; по устойчивости колесной пары против схода с рельса; оси колесной пары на прочность условным методом; двухрядной цилиндрической пружины; подшипника на долговечность.

Полученные данные соответствуют требованиям по проектированию грузового вагона.

1. Конструкционная часть

Отличительной особенностью цистерн для перевозки сжиженных газов является высокое рабочее давление в котле - 1,5-2,0 МПа (15-20 кгс/см²).

Исключение составляют цистерны для винилхлорида модели 10415-1421 и для пентана модели 15-1520, в которых рабочее давление в котле соответственно равно 0,8 МПа (8 кгс/см²) и 0,3 МПа (3 кгс/см²), поэтому все цистерны этой группы подвергаются контролю и освидетельствованию Госгортехнадзором. С целью защиты от солнечных лучей для ряда цистерн в верхней части котла применяют теневые кожухи, окрашенные в светлый цвет. Большое давление сжиженного газа внутри котла обуславливает значительную толщину его стенок (16 - 24). Налив и слив в газовых цистернах производится через вертикальные трубы, укрепленные внизу котла в поддоне, предназначенном для обеспечения полноты разгрузки груза. Котлы цистерн имеют яркие отличительные полосы на цилиндрической части и круги на днищах котла. Например, полосы шириной 0,3 м красного цвета имеют цистерны для перевозки пропана, желтого - для аммиака, защитного - для хлора.

В конструкции цистерн используются типовые узлы автосцепного устройства, автотормозного оборудования и ходовые части.

Цистерны для перевозки сжиженных газов оборудуются серийной автосцепкой СА-3 с поглощающим аппаратом Ш-1-ТМ с ходом 70 мм или аппаратом Ш-2-В с ходом 90 мм.

В автотормозном оборудовании используются воздухораспределители № 270-005-1 или № 483-000, регуляторы рычажной передачи типа 574Б или 536М и авторежимы типов 265-002 или 265 А.

В ходовых частях четырехосных цистерн используются двухосные тележки типа ЦНИИ-ХЗ моделей 18-100 (на подшипниках качения) и 18-109 (на подшипниках скольжения). Все вагоны постройки после 1978 г. оборудованы тележками на подшипниках качения. Все серийные четырехосные цистерны имеют рамную конструкцию и типовую схему крепления котла к раме. На раме смонтировано автотормозное и автосцепное оборудование. Типовая рама состоит из хребтовой, двух шкворневых и двух концевых балок. Облегченная рама имеет облегченные концевые балки, соединенные в консольной части со шкворневыми балками боковыми обвязками, выполненными из штампованного Г -образного профиля толщиной 4 мм. Полная рама включает усиленные концевые и боковые балки. Хребтовая балка выполняется из двух Z-образных профилей № 31 или швеллеров № 30 ГОСТ 5267.1-90, перекрытых сверху и снизу накладками толщиной 7 мм. На хребтовой балке крепятся кронштейны для установки тормозного оборудования, упоры автосцепного устройства и пятники, посредством которых рама опирается на надрессорные балки тележек. В средней части хребтовой балки расположены фасонные лапы для крепления котла цистерны.

Шкворневые балки изготавливаются сварными коробчатого сечения с диафрагмами жесткости. Сверху на шкворневых балках расположены сварные металлические опоры котла, в желобах которых крепятся болтами деревянные опорные бруски. Материал основных несущих элементов рамы - сталь 09Г2Д-12 по ГОСТ 19281-89.

Котел цистерны опирается концевыми частями на, деревянные бруски опор и фиксируется на них от вертикальных и поперечных перемещений стяжными хомутами при помощи винтовых муфт.

В нижней средней части котла расположены фасонные лапы, которые соединены призонными болтами с лапами хребтовой балки и предотвращают продольные перемещения котла.

Котлы четырехосных цистерн представляют собой сварную емкость из обечаек и эллиптических днищ. При толщине листов 8-12 мм обечайки свариваются из продольных листов, нижний из которых имеет обычно большую толщину. Котлы цистерн, рассчитанные на высокое рабочее давление, свариваются из цилиндрических царг и имеют постоянную толщину.

Вся сливоналивная, контрольно-измерительная арматура и предохранительный клапан размещаются обычно на крышке люка.

Лишь на нескольких моделях (15-1556, 15-1581) предусмотрена отдельная установка предохранительного клапана на фланце патрубка, расположенного рядом с люком. Типовое сливоналивное устройство цистерн для сжиженных газов (рис.1) включает два жидкостных 1 и один газовый 2 (уравнительный) вентиля с условным проходом Dy 40 Dy 38, Dy 32), к которым присоединены скоростные клапаны 3. К жидкостным вентилям присоединены сливоналивные трубы 4, концы которых закреплены в воронке 5 и доходят до поддона 6.

Рис. 1 Сливоналивное устройство цистерны модели 15-1520

Скоростной клапан (рис. 2) предназначен для автоматического перекрытия сливоналивных и уравнительного вентилей в случае разрыва внешних сливоналивных и уравнительных шлангов. Клапан состоит из двух муфт 1, 5, трубы корпуса 2, кольца 4, прокладки 3 и ползуна 6 (см. рис. 2). Ползун обеспечивает автоматическое перекрытие выходного отверстия клапана при достижении критической скорости истечения жидкости и удерживается в верхнем положении за счет внутреннего давления в цистерне. В новых моделях цистерн применяется скоростной клапан шарикового типа, в котором вместо ползуна используется стальной шарик.

Рис. 2 Скоростной клапан

Контрольно-измерительное устройство (рис. 3) включает вентили контроля слива 1, контроля предварительного уровня налива 2, предельного уровня налива 3, дренажа (зачистки) 5 и манометродержатель 4. На вентилях контроля уровня и слива установлены трубки соответствующей длины. Маховики вентилей окрашены в разные цвета: предварительного уровня наполнения - в зеленый, предельного - в красный. Газ и жидкость, поступающие через контрольные вентили при проверке уровня слива или наполнения во время сливоналивных операций, должны отводиться в специальную емкость склада продукта получателя (отправителя) груза.

Рис. 3 Контрольно-измерительное устройство цистерны для пентана модели 15-1520

Пружинный предохранительный клапан (рис. 4) состоит из корпуса-втулки 1 с присоединительным фланцем, втулки 2, с конусным седлом клапана, запрессованном в корпус, тарельчатого клапана 6, на котором укреплена крышка 4 с резиновой прокладкой 5, обеспечивающей полную герметичность сопряжения конусных поверхностей седла и тарели. Опирание тарели клапана на седло обеспечивает разгрузку от действия запирающей пружины 7 резиновой прокладки и увеличивает срок ее службы. Крышка 4 крепится специальной гайкой 3, регулирующей прижатие резиновой прокладки к наружной плоскости тарели клапана. Давление срабатывания (открытия) клапана определяется усилием начальной затяжки пружины 7 и регулируется гайками 9, на которые усилие пружины передается через опорную втулку 8 и сферическую шайбу 10.

Рис. 4. Предохранительный клапан

На некоторых моделях цистерн применяется предохранительный клапан с разрушаемой мембраной (рис. 5). Такая конструкция обеспечивает абсолютную герметичность до момента разрушения мембраны 12. После ее разрушения в работу включается расположенный над ней пружинный клапан максимального давления, конструкция которого в принципе подобна описанной выше.

Рис. 5. Предохранительный узел с разрушаемой диафрагмой цистерны модели 15-1556:

- пломба; 2 - кольцо; 3, 4, 5 - втулки; 6 - колпак; 7 - винт; 8 -пружина; 9 - прокладка; 10 - седло клапана; 11 - клапан; 12 - разрушаемая мембрана; 13 - вентиль ТУ 14-3-891-83

Автосцепное устройство типа СА-3 грузовых вагонов размещается в консольной части хребтовой балки рамы кузова. Основные части автосцепного устройства (рис. 6): корпус автосцепки с деталями механизма, ударно-центрирующий прибор, упряжное устройство, упоры и расцепной привод.

Корпус автосцепки 13 с механизмом предназначен для сцепления и расцепления вагонов, восприятия и передачи ударно-тяговых усилий упряжному устройству. Корпус установлен в окно ударной розетки 9 и своим хвостовиком соединен при помощи клина 8 с тяговым хомутом б. Корпус автосцепки (рис.7) представляет собой пустотелую фасонную отливку, состоящую из головной части и хвостовика. Внутри головной части размещены детали механизма автосцепки. Она имеет большой 1 и малый 4 зубья, которые соединяясь, образуют зев. Торцовые поверхности малого зуба и зева воспринимают сжимающие усилия, а тяговые усилия передаются задними поверхностями большого и малого зубьев. На вертикальной стенке зева возле малого зуба имеется окно для замка 3, а рядом - окно для замкодержателя 2.

Рис. 6 Автосцепное устройство четырехосного вагона

Рис. 7 Корпус нежесткой автосцепки в сборе

В верхней части головы отлит выступ 5, который воспринимает жесткий удар при полном сжатии поглощающего аппарата и передает его через розетку на раму вагона (рис. 6). Со стороны малого зуба внутри головы отлита полочка для верхнего плеча предохранителя замка от саморасцепа, а со стороны большого зуба имеется шип для навешивания замкодержателя. В нижней части головы выполнены отверстия для выступов замка автосцепки и горизонтальное отверстие для постановки валика подъемника. В пустотелом хвостовике сделано продолговатое отверстие б (рис. 7) для клипа, соединяющего корпус с тяговым хомутом. Торец хвостовика /служит для передачи ударных нагрузок и имеет цилиндрическую поверхность, обеспечивающую горизонтальные повороты автосцепки. Горизонтальная проекция зубьев, зева и выступающей части замка называется контуром зацепления.

Центрирующий прибор воспринимает от корпуса автосцепки избыточную энергию удара после полного сжатия поглощающего аппарата и центрирует корпус автосцепки. Прибор (см. рис. 6) имеет ударную розетку 9, две маятниковые подвески 11 и центрирующую балочку 12. Ударная розетка 9 отлита заодно целое с передним упором и приклепана или приварена к концевой балке рамы. У розетки есть окно для постановки корпуса автосцепки и отверстия для маятниковых подвесок, а также ребра жесткости в верхней ударной части. Центрирующая балочка 12 омегообразной формы с двумя плоскостями и двумя ограничителями (продольными и боковыми). При установке балочки на место продольный ограничитель захватывает нижнюю вертикальную стенку ударной розетки. Боковые ограничители удерживают корпус автосцепки при максимальных отклонениях в поперечном направлении. Маятниковые подвески 11 имеют вид стержня диаметром 25 мм с двумя головками (верхней более широкой и нижней). Верхними головками подвески опираются на ударную розетку, а на нижние уложена центрирующая балочка.

Упоры автосцепки задние 7 и передние 9 служат для передачи растягивающих и сжимающих усилий па раму и кузов вагона. Передний упор совместно с розеткой представляет собой П-образную коробку с ребрами жесткости. На расстоянии 625 мм от упорных плоскостей переднего упора к хребтовой балке приклепан или приварен задний упор 7 (см. рис. 6.2), который также представляет собой П-образную отливку с ребрами жесткости. У четырехосных вагонов с укороченными консольными частями (крытые вагоны и цистерны) задние упоры отливают заодно целое с надпятниковыми коробками. Для предупреждения истирания вертикальных стенок хребтовой балки поглощающим аппаратом на них между упорами приклепывают по две предохранительные планки.

Упряжное устройство передает упорам продольные силы от корпуса автосцепки и смягчает их действие. Оно размещено между передними и задними упорами автосцепного устройства и состоит из тягового хомута б, поглощающего аппарата 5, клина 8, упорной плиты 7 и крепежных деталей клина и поддерживающей планки. Нижней опорой тягового хомута и поглощающего аппарата является поддерживающая планка 4, прикрепляемая восемью болтами снизу к хребтовой балке. Тяговый хомут 6 представляет собой раму, внутри которой размещен поглощающий аппарат и упорная плита. В головной части хомута имеется отверстие для клина. Внизу головной нижней части расположены приливы с отверстиями для болтов, предохраняющих клин от выпадения. Опорная площадка хомута снабжена усиливающими ребрами. Клин тягового хомута прямоугольного сечения со скругленными кромками в нижней части имеет заплечики, которыми он опирается на болты, удерживающие его от выжимания. Выемки в верхней части боковых поверхностей клина сделаны для уменьшения его массы.

Расцепной привод служит для расцепления автосцепок. Привод (см. рис. 6) представляет собой двуплечий рычаг 3, удерживаемый кронштейном 2 с полочкой и державкой 10. Цепь 14 соединяет короткое плечо рычага с валиком подъемника 75.

Для обеспечения надежности и долговечности автосцепного устройства основные его узлы и детали (корпус автосцепки, тяговый хомут и упоры) отливают из низколегированных сталей 20ГФЛ или 20ГЛ, 20ФЛ. Характеристика этих сталей после термической обработки: предел прочности 530-550 МПа, относительное удлинение 18%, относительное сужение 30% и ударная вязкость при температуре 20°С 0,49 МДж/м².

Упорная плита и предохранитель замка от саморасцепа механизма автосцепки изготовлены штамповкой из стали 38ХС (ГОСТ 4543). Другие детали механизма автосцепки, центрирующая балочка и кронштейны расцепного привода отлиты из углеродистой стали 20 Л.

Расположение и крепление тормозного оборудования. Двухкамерный резервуар 7 прикреплен к раме вагона четырьмя болтами и соединен трубами с тройником или пылеловкой 2, запасным резервуаром 4 и тормозным цилиндром 10 диаметром через авторежим 9. К резервуару 7 прикреплены магистральная 6 и главная 8 части воздухораспределителя.

Рис. 8 Схема тормозного оборудования грузового вагона

Разобщительный кран 5 диаметром служит для включения и выключения воздухораспределителя. На магистральной трубе расположены концевые краны 3 и соединительные рукава. Концевые краны установлены с поворотом на 60° относительно горизонтальной оси. Это улучшает работу рукавов в кривых участках пути и устраняет удары головок рукавов при следовании через горочные замедлители.

Стоп-кран 1 со снятой ручкой ставят только на вагонах с тормозной площадкой.

Тормозные рычажные передачи. Рычажная передача четырехосного грузового вагона (рис. 9) имеет следующее устройство. Шток поршня тормозного цилиндра 10 и кронштейн мертвой точки 11 соединены валиками с горизонтальными рычагами 15, которые в средней части связаны между собой затяжкой 16, а с противоположных концов сочленены валиками с тягами 6. Верхние концы вертикальных рычагов 19 обеих тележек соединены с тягами 6, а нижние концы рычагов 3 и 19 соединены между собой распоркой 24.

Рис. 9 Рычажная передача грузового вагона

Верхние концы крайних вертикальных рычагов 3 закреплены на рамах тележек с помощью серег 4 и кронштейнов.

Триангели 5, на которых установлены башмаки 2 с тормозными колодками, соединены валиками 18 с вертикальными рычагами 3 и 19.

Отверстия 12 в рычагах 15 предназначены для установки валиков затяжки 16 при композиционных колодках, а отверстия 13 - при чугунных.

Для предохранения от падения на путь триангелей и распорок в случае их разъединения или обрыва предусмотрены предохранительные угольники 22 и скобы 23. Башмаки 2 и триангели 5 подвешены к раме тележки на подвесках 21 и валиках 20.

Тяги и горизонтальные рычаги около тормозного цилиндра снабжены предохранительными и поддерживающими скобами.

При торможении корпус регулятора 17 упирается в рычаг 8,соединенный с горизонтальным рычагом 15 затяжкой 9. Винт 7 служит для регулировки размера А.

Аналогичную рычажную передачу, отличающуюся только размерами горизонтальных рычагов, имеют полувагоны, платформы и цистерны.

Действие рычажной передачи четырехосного вагона аналогично действию рассмотренной выше рычажной передачи. При торможении шток (см. рис. 9) с горизонтальным рычагом 15 и затяжкой 16 перемещается влево (по рисунку). Одновременно другой конец рычага 15, имеющего точкой опоры валик, вставленный в отверстие 12 или 13, перемещается вместе с регулятором 17, тягой 6 и верхним концом вертикального рычага 19 вправо. Вертикальный рычаг 19, имея опору в месте соединения нижнего конца с затяжкой 24, прижмет тормозную колодку к колесу и точкой опоры станет колодка, а затяжка 24 переместится влево, прижимая колодку второй оси.

После прижатия колодок левой тележки вагона затяжка 16, имея точку опоры в кронштейне 11, переместит горизонтальный рычаг 15, тягу 14 и верхний конец вертикального рычага правой тележки влево, прижимая колодку к колесу третьей оси, а затем и к четвертой.

Рычажная передача пассажирского вагона отличается от передач грузовых вагонов тем, что вместо триангелей применены траверсы 17, на цапфы которых установлены башмаки 15 с тормозными колодками 21. Вертикальные рычаги 24 и затяжки 23 подвешены к раме на подвесках 22.

Нажатие тормозных колодок двустороннее; вертикальные рычаги расположены в два ряда по бокам возле колес.

Рис. 10 Детали траверсы (балки) на тележке пассажирского вагона:

* траверсы; 2 - шайба; 3 -- шплинт; 4 -гайка; 5 - пружина; ' 6 - подвеска башмака; 7 - палец поводка; 8 - поводок; 9-башмак с втулками;10-чека; 11-композиционная колодка.

Рис. 14. Детали триангеля с глухой посадкой башмака (ГОСТ 4686-74) тележки грузового вагона (в левом углу показана подвеска в сборе):

1-триангель; 2-закладка; 3-башмак; 4-подвеска; 5-предохранительный, наконечник; 6-чека; 7-чугунная колодка; 8 - корончатая гайка; 9 - шплинт; 10 - втулка; 11 - валик подвески; 12 -резиновая втулка

Меры обеспечения безопасной эксплуатации цистерн для сжиженных газов на путях МПС, предусмотренные „Инструкцией по наливу, сливу и перевозке сжиженных углеводородных газов в железнодорожных вагонах-цистернах".

Параметры цистерн для сжиженных газов приведены в табл. 1

Таблица 1. Параметры цистерн для перевозки сжиженных газов.

2. Выбор основных технико-экономических параметров грузовых вагонов

грузовой вагон цистерна перевозка

Основными параметрами вагона являются: грузоподъемность, тара, осность, объем кузова или площадь пола, линейные размеры, статическая и погонная нагрузки. Для сравнения вагонов между собой пользуются параметрами, представляющими отношение этих величин, правильный выбор которых обеспечивает наименьшие затраты на перевозки грузов и пассажиров. Так как вагоны имеют длительный срок службы, то вновь проектируемые конструкции должны удовлетворять не только современным, но и перспективным условиям эксплуатации.

2.1 Определение грузоподъемности вагона.

Одним из основных факторов, влияющих на величину грузоподъемности вагона, является допускаемая осевая нагрузка. Возможные осевые нагрузки вагонов определяются на основе прочности пути, которая, в свою очередь, зависит от грузонапряженности железных дорог.

На основании исходной величины осевой нагрузки и осности вагона, грузоподъемность вагона определяется по формуле (2.1.1)

,  (2.1.1)

где  - вес брутто, кН;

- заданная осевая нагрузка, кН;

- количество колесных пар в вагоне, =4;

- технический коэффициент тары вагона, определяемый по графикам, =0.4.

Запишем формулу (2.1.1) в следующем виде

=

Левая часть данного равенства по условию задания остается величиной постоянной, а величины слагаемых в правой части можно изменять, оставляя неизменной их сумму.

2.2 Определение линейных размеров вагона

Зная удельный объем  и определив грузоподъемность вагона P, можно вычислить внутренний объем кузова V (2.2.1)

,           (2.2.1)

При малых колпаках, которые имеют современные цистерны, объем котла V, вычисленный по формуле (2.2.1), необходимо увеличивать на 2-3% для обеспечения возможности уширения кузова при повышении температуры. Таким образом, объем котла будет равен

Внутренняя длина цистерн определяется по формуле (2.2.2)

,     (2.2.2)

где - площадь поперечного сечения кузова (котла), заполненного грузом, м.

Площадь поперечного сечения котла цистерны определяется по формуле (2.2.3)

,       (2.2.3)

где - внутренний диаметр котла, м.

Для определения внутреннего диаметра котла цистерны используем формулу (2.2.4)

,          (2.2.4)

Для дальнейших расчетов внутренний диаметр котла цистерны следует принимать кратным 200 мм и меньше ширины габаритной рамки примерно на 300-400 мм. Значит, принимаем диаметр котла, равный 2,600 м.

.

Для проектируемого вагона устанавливаем наружные размеры кузова.

Наружная длина кузова определяется как (2.2.5)

     (2.2.5)

где - толщина торцовой стены кузова, = 0,01 м.

Наружная ширина кузова (2.2.6)

      (2.2.6)

где  - внутренняя ширина габарита ()

- толщина боковой стенки кузова, = 0,09 м.

Ширина вагона в дальнейшем уточняется посредством вписывания его в заданный габарит подвижного состава.

Общая длина вагона или длина вагона по осям сцепления составляет (2.2.7)

    (2.2.7)

где - вылет автосцепки, то есть расстояние от концевой балки рамы до оси сцепления автосцепок (для четырехосных и шестиосных вагонов, цистерн и платформ = 0,610 м).

Вычислив длину рамы, можно определить базу вагона (2.2.8)

,     (2.2.8)

где - коэффициент, определяющий соотношение между длиной рамы и базой вагона из условия равенства выносов концевой и внутренней частей вагона в кривых участках пути при вписывании двухосного вагона в габарит подвижного состава.

Длина консольной части вагона определяется по формуле (2.2.9)

,         (2.2.9)

Проверка

Из условия размещения автосцепного оборудования на раме вагона длина консоли не должна быть менее 1500 мм. Кроме того, желательна проверка на вписывание тележки под консольную часть вагона. В этом случае минимальная длина консольной части определяется, исходя из условия отсутствия выхода частей тележки из-под консоли вагона (2.2.10)

, (2.2.10)
где - база двухосной тележки (=1,85 м);

 - диаметр колеса (= 0,95 м);

- высота гребня колеса (= 0,028 м).

Поскольку данное неравенство выполняется, то можно говорить о том, что проверка на вписывании под консольную часть вагона прошла, и линейные размеры мы определили верно, длину консоли принимаем равной вычисленной.

В дальнейшем линейные размеры вагонов, принятые или вычисленные по вышеприведенным формулам, уточняются путем вписывания вагона в габарит.

2.3 Вписывание вагона в габарит

При проверке вписывания проектируемого грузового вагона в заданный габарит в данной курсовой работе определяют строительное и проектное очертание в горизонтальной плоскости. Строительное очертание подвижного состава - это поперечное (перпендикулярное оси пути) очертание, получаемое уменьшением габарита подвижного состава, наружу которого не должна выходить ни одна часть вновь построенного вагона в ненагруженном состоянии при прохождении на прямом горизонтальном пути и при совмещении его продольной вертикальной серединной плоскости с осью пути.

Проектное очертание подвижного состава (вагона) - это поперечное, перпендикулярное оси пути очертание, имеющее размеры, уменьшенные, по сравнению с размерами строительного очертания, на величину плюсовых допусков, внутри которого должны находится все расположенные в рассматриваемом сечении элементы конструкций проектируемого вагона, имеющие номинальные размеры.

Пространство между габаритами приближения строений и подвижного состава обеспечивает безопасные смещения подвижного состава (вагона), возникающие при его движении.

Величина горизонтальных ограничений зависит от места расположения по длине подвижного состава рассматриваемого поперечного сечения. В качестве направляющих сечений четырехосных грузовых вагонов следует принимать сечения по оси пятников кузова вагона.

Определение горизонтальных поперечных размеров строительного очертания верхней части вагона.

Максимально допускаемые строительные размеры подвижного состава получают путем уменьшения поперечных размеров соответствующего габарита подвижного состава с каждой стороны на величины необходимых ограничений  (поперечных смещений подвижного состава при вписывании в кривую расчетного радиуса с учетом наибольших допускаемых разбегов и износов деталей его ходовых частей),мм, определяемых по формулам:

ограничение  направляющих поперечных сечений вагона

         (2.3.1)

- внутреннее ограничение  поперечных сечений вагона, расположенных между направляющими сечениями по середине базы, при

 (2.3.2)

наружное ограничение  поперечных сечений вагона, расположенных снаружи его направляющих сечений, при ;

         (2.3.3)

где s - максимальная ширина колеи в кривой расчетного радиуса, s = 1465 мм;

d - минимальное расстояние между наружными гранями предельно изношенных гребней колес, d = 1410 мм;

0,5(s - d) - максимальный разбег изношенной колесной пары между рельсами (смещение из центрального положения в одну сторону), мм;

q - наибольшее возможное поперечное перемещение из центрального положения в одну сторону рамы тележки относительно колесной пары(вследствие зазоров в буксовом узле и узле соединения рамы тележки с буксой ), q = 3 мм;

w - наибольшее возможное поперечное перемещение из центрального положения в одну сторону кузова относительно рамы тележки(вследствие зазоров и упругих колебаний в узле сочленения кузова и рамы тележки), w = 28 мм;

2l - расстояние между шкворневыми (основными) сечениями вагоны (база вагона), 2l = 7,08 м;

n - расстояние от рассматриваемого поперечного сечения вагона до ближайшего основного сечения, м;

k - величина, на которую допускается выход подвижного состава, проектируемого по габаритам 0-ВМ, 02-ВМ, 03-ВМ и 1-ВМ (в нижней части), за очертание этих габаритов в кривой радиуса R = 250 м, k = 0 мм;

 - величина дополнительного поперечного смещения в кривой расчетного радиуса R (R = 200 м - для габаритов Т, 1-Т и верхней части 1-ВМ, R = 250 м - для габаритов 0-ВМ, 02-ВМ, 03-ВМ и нижней части 1-ВМ) тележечного подвижного состава,  = 0,5р² = 0,5 * 1,85² = 1,71 мм;

 - коэффициент, зависящий от величины расчетного радиуса кривой (R=200 м - для габаритов Т, 1-Т и верхней части 1-ВМ, R = 250 м - для габаритов 0-ВМ, 02-ВМ, 03-ВМ и нижней части 1-ВМ),  = 2 мм/м;

 - половина принятой на железных дорогах РФ величины увеличения расстояния между осями путей на перегонах (в расчетной кривой R = 200 м при вписывании вагонов в габариты Т, 1-Т, верхней части 1-ВМ или величина геометрического смещения середины (внутрь кривой) и концов (наружу кривой) расчетного вагона (2L = 24 м, 2l = 17 м) в кривой R = 200 м при вписывании вагонов в габариты 0-ВМ, 02-ВМ, 03-ВМ и нижней части 1-ВМ), = 0;

 - дополнительные ограничения внутреннего и наружного сечений вагона, имеющее место только у очень длинных вагонов (как правило, с базой более 17 м), и определяемые из условия вписывания в кривую радиуса R = 150 м; для короткобазных вагонов эти коэффициенты заведомо отрицательны и могут не определяться; .

Определение горизонтальных размеров проектного очертания верхней части вагона. На некоторой высоте Н над уровнем верха головки рельса максимально допускаемая ширина вагона определяется по формуле (2.3.4)

,      (2.3.4)

где - полуширина габарита подвижного состава на рассматриваемой высоте H, =1750 мм;

Е - ограничение полуширины для одного из рассматриваемых сечений: направляющего, наружного и внутреннего, мм.

Ширина проектного очертания вагона в верхней части на некоторой высоте H над уровнем верха головки рельсов определяется по формуле (2.3.5)

,    (2.3.5)

где E- конструктивно-технологические отклонения, допускаемые при постройке вагона в горизонтальной плоскости, = 15,5 мм.

Максимально допускаемое значение сравниваем с рассчитанной ранее наружной шириной вагона

Данное неравенство выполняется, линейные размеры вагона определены верно. Поскольку наружная ширина вагона не превышает максимально допускаемое значение , то верхнюю часть вагона можно считать вписавшейся в габарит.

Рис. 6. Горизонтальная габаритная рамка проектного очертания вагона на уровне рамы.

2.4 Расчет нагрузок, действующих на вагон и его части

При расчете на прочность вагонов и их частей, согласно нормам МПС, должны учитываться следующие нагрузки: вертикальная нагрузка; боковая нагрузка; продольные силы; усилия, связанные с торможением; внутреннее давление в резервуарах; усилия распора сыпучих и скатывающихся навальных грузов; усилия, возникающие при механизированной погрузке и выгрузке вагона; усилия, прикладываемые к вагону при ремонте.

2.4.1 Вертикальные нагрузки, действующие на кузов и тележки

Статическая нагрузка

Статическая нагрузка на любую деталь вагона определяется по формуле (2.4.1)

,        (2.4.1)

где - вес брутто вагона, = 760 кН;

- вес частей и укрепленного на них оборудования, через которые передается нагрузка от рассчитываемой детали вагона на рельсы, кН;

m - число одинаковых, параллельно загруженных деталей.

Статическая нагрузка, действующая на одну двухрядную пружину:

,  (2.4.2)

Вертикальная динамическая нагрузка

Вертикальная динамическая нагрузка определяется умножением статической нагрузки на коэффициент вертикальной динамики

 ,       (2.4.3)

где - коэффициент вертикальной динамики.

Коэффициент вертикальной динамики определяется по формуле (2.4.4)

,       (2.4.4)

где - среднее вероятное значение коэффициента вертикальной динамики;

- параметр распределения (уточняется по экспериментальным данным), для грузовых вагонов при существующих условиях эксплуатации параметр = 1,13;

При оценке прочности по допускаемым напряжениям, принятым согласно расчетным режимам, расчетная вероятность принимается = 0,97.

Среднее вероятное значение коэффициента вертикальной динамики определяется по формуле (2.4.5)

,         (2.4.5)

где a - коэффициент, принимаемый на основании обработки результатов теоретических и экспериментальных исследований равный для элементов кузова вагона - 0,05; для обрессоренных частей тележки - 0,1; для необрессоренных частей тележки - 0,15;

b - коэффициент, учитывающий влияние числа осей в тележке (n) группе тележек под одним концом вагона на величину коэффициента динамики:

, (2.4.6)

v - расчетная скорость движения вагона , v = 33 м/с;

- статический прогиб рессорного подвешивания , = 0,05 м.

Определим вертикальную динамическую нагрузку

Вертикальная суммарная нагрузка

После определения вертикальной статической и вертикальной динамической нагрузок необходимо определить суммарную вертикальную нагрузку по формуле (2.4.7)

,          (2.4.7)

2.4.2 Боковые нагрузки

Боковая горизонтальная нагрузка

Боковая нагрузка, возникающая при движении вагона по кривому участку пути, складывается из центробежной силы и давления ветра на кузов и равна

,  (2.4.8)

где - центробежная сила, направленная наружу кривой, кН;

 - равнодействующая сила давления ветра на кузов вагона, кН.

Величина центробежной силы определяется с учетом возвышения наружного рельса над внутренним. В упрощенном виде ее можно выразить как

,  (2.4.9)

где - коэффициент, определяемый по формуле (2.4.10)

,        (2.4.10)

где v - скорость движения вагона, м/с;

R - радиус кривой, м;

h - возвышение наружного рельса над внутренним, мм;

2s - расстояние между кругами катания колесной пары, мм.

Если в технических требованиях не оговорены особые условия движения в кривых, то = 0,075 для грузовых вагонов.

Равнодействующую силу давления ветра определяют по формуле(2.4.11)

   (2.4.11)

где  - удельное давление ветра, перпендикулярное боковой стене вагона, согласно нормам расчета на прочность, = 500 Н/м;площадь боковой проекции кузова вагона, м.

Площадь боковой проекции котла цистерны по формуле (2.4.12)

,     (2.4.12)

где D - диаметр котла, согласно расчету, D = 2,600 м.

Определим равнодействующую давления ветра по формуле

Определим боковую горизонтальную нагрузку по формулам на

Вертикальные составляющие боковых нагрузок

Боковые нагрузки вызывают дополнительное вертикальное нагружение частей тележек с одной стороны вагона и соответствующее разгружение с другой. Величина такого дополнительного нагружения рассчитываемой детали находится по формуле (2.4.13)

,         (2.4.13)

где - вертикальные расстояния от места приложения  до точек приложения сил  соответственно, м,

m₁ - число одноименных, параллельно загруженных элементов, расположенных с одной стороны вагона;

2b₂ - расстояние между точками приложения  дополнительного загружения и разгружения рассчитываемой детали, 2b₂ = 2,036 м.

Определим вертикальные составляющие боковых нагрузок

где - расстояние от точек приложения силы  до опорной поверхности рессорного подвешивания, = 2,387 м;

- расстояние от точек приложения силы  до опорной поверхности рессорного подвешивания, = 2,748 м.

2.5 Устойчивость колесной пары против схода с рельса

Устойчивость колесной пары в рельсовой колее оценивается коэффициентом устойчивости колесной пары против схода с рельса, учитывающим соотношение вертикальных и горизонтальных составляющих сил, возникающих при движении поезда.

Согласно требованиям Норм должно обеспечиваться устойчивое движение колес по рельсовому пути. Однако при неблагоприятном сочетании в эксплуатации вертикальных и горизонтальных сил, а также при нарушении условий загрузки и отклонений в состоянии вагона могут возникать случаи сползания гребня колеса на головку рельса, что приводит к сходу вагона с рельсов. Поэтому при установлении причины или для предупреждения схода вагона в эксплуатации производится проверка устойчивости движения колеса по рельсу. По рекомендациям Норм подсчитывается коэффициент

,         (2.5.1)

где  - угол наклона образующей гребня колеса к горизонтальной оси; для стандартного профиля поверхности катания = 60^˚;

 - коэффициент трения, принимаемый  = 0,25;

 - горизонтальная составляющая силы реакции набегающего колеса на головку рельса, действующая одновременно с

- вертикальная составляющая силы набегающего колеса на головку рельса.

Усилия , для существующих конструкций вагонов определяется по формулам (2.5.2), (2.5.3), (2.5.4)

,   (2.5.2)

 ,   (2.5.3)

 , (2.5.4)

где- осевая статическая нагрузка, = 190 кН;

- собственная сила тяжести колесной пары,=12,289 кН;

- среднее значение коэффициента вертикальной динамики, приближенное значение которого вычисляется по формуле (2.5.5)

          (2.5.5))

где - величина, зависящая от осности тележки. Для грузового четырехосного вагона= 1,

А, В - величины, зависящие от гибкости рессорного подвешивания и типа вагона А = 0,03; В = ;

v - скорость движения вагона, v = 33 м/с.

b - половина расстояния между серединами шеек оси, для стандартных осей b = 1,018 м;

l - расстояние между точками контакта колес с рельсами, l = 1,555 м;

,- расстояние от точек контакта до середины шеек, = 0,217 м, = 0,264 м;

r - радиус колеса по кругу катания, r = 0,475 м.

- среднее значение коэффициента динамики боковой качки, приближенно равный

=,  (2.5.6)

[]- нормированный коэффициент устойчивости колеса, [] = 1,4;

- среднее значение рамной силы, вычисленное по формуле (2.5.7)

,         (2.5.7)

Определяем вертикальные составляющие силы реакции для набегающего и ненабегающего колес на головку рельса по формулам

Определяем горизонтальную составляющую силы реакции набегающего колеса на головку рельса по формуле

Определяем коэффициент устойчивости колеса по формуле (2.5.8) и сравниваем его с нормированным

  (2.5.8)

1,87 > 1,4

Вывод: В ходе расчета устойчивость колесной пары против схода с рельса обеспечена. Так как условие выполняется, то схода вагона и вползание гребня колеса на головку рельса не произойдет.

2.6 Расчет оси колесной пары на прочность условным методом

Условный (приближенный) метод может быть применен в эксплуатации при выяснении причины и для предупреждения излома или деформации оси, если они не вызваны перегревом буксового узла или другими явно выраженными факторами. Наиболее эффективно этот метод может быть использован при перегрузке вагона или максимальных износах шеек осей, связанных с их обточками в эксплуатации.

Рис. 7 Нагрузки, действующие на колесную пару.

При условном методе расчета ось рассматривается в статическом состоянии, на нее действует система сил:

вертикальная, равная

1,25

горизонтальная, равная

Н = 0,5,

где - статическая нагрузка от колесной пары на рельсы равная, = 190 кН;

,25 и 0,5 - коэффициенты, учитывающие динамическое действие сил соответственно в вертикальном и горизонтальном направлениях.

В расчетной схеме силы приложены в центре тяжести вагона, находящемся на расстоянии от осевой линии колесной пары h = 1,45 м.

Вертикальная 1,25 и горизонтальная Н = 0,5 силы вызывают загружение силой:

левой шейки оси

,         (2.6.1)

- правой шейки

 ,        (2.6.2)

где 2b₂ - расстояние между серединами шеек оси, 2b= 2,036 м;

Таким образом, силы  и приложены к серединам шеек оси. Вертикальные реакции рельсов при этом:

для левого колеса

,   (2.6.3)

для правого колеса

,  (2.6.4)

где r - радиус колеса по кругу катания, r = 0,475 м;

 2S - расстояние между кругами катания колесной пары, 2S = 1,58 м;

Изгибающие моменты, вызванные действием расчетных нагрузок, подсчитываются в трех сечениях:

в шейке оси у внутренней галтели (сечение 1-1):

,  (2.6.5)

где - длина шейки, = 0,176 м;

- износ по длине шейки в эксплуатации, = 0;

в подступичной части оси в плоскости круга катания колеса (сечение 2-2):

,  (2.6.6)

где - расстояние от середины шейки до плоскости круга катания колеса, = 0,228 м;

- в середине оси (сечение 3-3):

,       (2.6.7)

.

Находим минимальные допустимые в эксплуатации диаметры:

- шейки оси

,        (2.6.8)

подступичной части

,       (2.6.9)

середины оси

 ,      (2.6.10)

где - допускаемое напряжения на изгиб для грузовых вагонов в шейке оси, =120 МПа;

- допускаемое напряжение на изгиб в подступичной части, =165 МПа;

- допускаемое напряжение на изгиб в середине оси, =155 МПа.

Если при оценке прочности существующей оси фактические диаметры в соответствующих расчетных сечениях оказались равными или больше, чем полученные, то прочность обеспечена:

в шейке оси 0,112 мм  0,130 мм;

в подступичной части 0,176 мм  0,194 мм;

в середине оси 0,148 мм  0,165 мм.

Вывод: В ходе расчета прочности колесной пары условным методом были получены расчетные величины диаметров частей колесной пары, а именно: средней, подступичной и средней частей. Так как все три условия выполняются, то прочность колесной пары обеспечена.

2.7 Расчет двухрядной цилиндрической пружины

В качестве упругих элементов рессорного подвешивания вагонов в основном применяют винтовые цилиндрические пружины. Они позволяют получить необходимые упругие характеристики при небольших габаритах и массах. Пружины изготавливают в соответствии с требованиями ГОСТ 1452-69.

В эксплуатации пружины испытывают сложные переменные нагрузки. Поэтому, для точного определения целесообразных размеров пружины, необходимо иметь полную статическую характеристику нагрузок, которые испытывает пружина за все время эксплуатации. Если нет достаточного количества таких данных, выполняют приближенные расчеты, в которых косвенно учитывают факторы, влияющие на усталость рессор. Распространенным является расчет, при котором учитывается коэффициент конструктивного запаса прогиба.

Если при расчете пружины на заданную нагрузку ее размеры получаются очень большими, то однорядную пружину целесообразно заменить многорядной с меньшими диаметрами прутков и пружины, что особенно выгодно, когда пружины воспринимают длительную переменную нагрузку и могут разрушаться от усталости (предел выносливости пружин малого диаметра выше предела выносливости пружин большого диаметра). В вагонах часто применяют двухрядные пружины, вставленные одна в другую, что обеспечивает малые габаритные размеры комплекта пружин.

При известной нагрузке на пружину необходимо сначала выбрать марку стали для изготовления пружины, чтобы принять допускаемые напряжения. Далее определить геометрические характеристики эквивалентной однорядной пружины и только потом перейти к расчету двухрядной.

Наибольший расчетный прогиб упругого элемента определяется по формуле (2.7.1)

,        (2.7.1)

где - статический прогиб рессорного подвешивания, = 0,05 мм;

- коэффициент конструктивного запаса прогиба, величина которого должна быть не менее для грузовых вагонов =1,8.

Наибольшую расчетную вертикальную силу определяют из выражения

,   (2.7.2)

где - статическая нагрузка, действующая на двухрядную пружину, P = 24,63 кН;

- максимальное значение коэффициента вертикальной динамики, определяется по формуле (2.7.3)

,      (2.7.3)

Диаметр прутка эквивалентной однорядной пружины определяется по формуле (2.7.4)

,    (2.7.4)

где - расчетная сила, = 39,36 кН;

m - индекс пружины, m = 5,5;

 - допускаемое касательное напряжение,  = 750 МПа;

- поправочный коэффициент, зависящий от индекса пружины, определяется по формуле (2.7.5)

, (2.7.5)

Средний диаметр эквивалентной пружины определяется по формуле (2.7.6)

      (2.7.6)

Число рабочих витков эквивалентной пружины определяется по формуле (2.7.7)

,    (2.7.7)

где G - модуль сдвига, G = 0,8·10¹¹ Па;

Высота пружины в сжатом состоянии определяется по формуле (2.7.8)

,    (2.7.8)

Высота пружины в свободном состоянии

,    (2.7.9)

Диаметры прутков наружной и внутренней пружины определяется по формуле (2.7.10)

,    (2.7.10)

где d - диаметр прутка эквивалентной пружины, d = 30 мм;

 - зазор между витками внутренней и наружной пружин, = 3 мм;

.

,      (2.7.11)

Средние диаметры наружной и внутренней пружин определяются по формулам (2.7.12), (2.7.13)

,   (2.7.12)

,   (2.7.13)

Число рабочих витков наружной и внутренней пружин определяются по формулам (2.7.14), (2.7.15)

, (2.7.14)

, (2.7.15)

Высота пружин соответственно в сжатом и свободном состояниях

, (2.7.16)

,  (2.7.17)

  (2.7.18)

, (2.7.19)

Жесткости наружной и внутренней пружин определяются по формулам (2.7.20), (2.7.21)

,       (2.7.20)

,       (2.7.21)

,

Жесткость комплекта определяется по формуле (2.7.22)

,  (2.7.22)

Нагрузки на наружную и внутреннюю пружины определяются из следующих выражений

, (2.7.23)

, (2.7.24)

В качестве проверки правильности расчетов необходимо определить касательные напряжения для наружной и внутренней пружин, которые должны получиться равными допускаемому напряжению выбранной марки стали, по формулам (2.7.25), (2.7.26)

,    (2.7.25)

,     (2.7.26)

Полученные значения касательных напряжений необходимо сравнить с допускаемыми:

Вывод: В ходе расчета двухрядной цилиндрической пружины полученные значения касательных напряжений не превышают допускаемые. Поскольку все условия выполняются, то можно говорить о верности расчета и о обеспечении прочности двухрядной пружины.

2.8 Расчет подшипника на долговечность

Методика расчета подшипника на долговечность регламентирована ГОСТ 18855-82. В колесных парах грузовых и пассажирских вагонов рекомендуется применять типовой буксовый узел с установкой в нем двух цилиндрических роликовых подшипников при консистентной смазке, если техническим заданием не предусмотрена другая конструкция.

При расчете динамической эквивалентной радиальной нагрузки для роликовых подшипников используют формулу (2.8.1)

,      (2.8.1)

где F - средняя постоянная нагрузка,

- температурный коэффициент для роликовых подшипников равный =1;

- динамический коэффициент безопасности (для вагонных подшипников при установке на шейке оси без дистанционных колец =1,4).

С целью определения эквивалентной динамической нагрузки необходимо переменные радиальные силы, действующие на подшипник букс, привести к средним постоянным величинам. При достаточной точности расчетов среднюю постоянную нагрузку, имеющую тоже влияние на долговечность подшипника, что и переменная нагрузка, определяют по формуле (2.8.2)

,         (2.8.2)

где - соответственно повторяемость нагрузок  в долях единицы.

При определении эквивалентной динамической радиальной нагрузки для универсальных грузовых вагонов = 0,7 - доля эксплуатации вагона в груженом режиме; = 0,3 - то же в порожнем режиме. Соответственно определяют составляющие нагрузок , действующих на подшипник. При этом следует учесть, что

,

взятую из расчета статических нагрузок на детали тележки. А  определяется аналогично при подстановке веса тары вместо веса брутто вагона

.

Подставляя все вышеперечисленные величины, определим среднюю постоянную нагрузку

Эквивалентную радиальную нагрузку рассчитываем по формуле:

Для роликовых подшипников долговечность в миллион оборотов при 90% надежности рассчитывается по формуле (2.8.3)

,  (2.8.3)

где С - базовая динамическая грузоподъемность, подсчитанная по формуле или принимаемая по каталогам в зависимости от выбранного типа подшипника, С = 495 кН;

- эквивалентная динамическая нагрузка, = 60,80 кН.

В километрах пробега вагона долговечность подшипника можно пересчитать, используя формулу (2.8.4)

,        (2.8.4)

где - диаметр по кругу катания средне изношенного колеса вагона, = 0,9 м.

Расчетная долговечность роликовых подшипников типовой буксы согласно нормам, должна быть не менее 1,5 млн. км для грузовых вагонов, то есть:

,068 млн. км 1,5 млн. км

Вывод: При расчете подшипника его расчетная долговечность получилась больше, чем расчетная долговечность роликовых подшипников типовой буксы. Поскольку условие выполняется, значит, расчеты были проведены верно и долговечность подшипника обеспечена.

Список использованных источников

1. Методические указания к курсовой работе №1 по дисциплине «Вагоны (общий курс)». Глазкова И.В.-Иркутск, 2003.

. Конструирование и расчет вагонов: учебник / В.В. Лукин, П.С. Анисимов, В.Н. Котуранов и др.; под ред. П.С. Анисимова. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: ФГОУ «Учебно-методический центр по образованию на железнодорожном транспорте», 2011. - 688с.

. Пастухов И.Ф., Пигунов В.В., Кошкалда Р.О. Конструкция вагонов: Учебник для колледжей и техникумов ж.-д. транспорта. - 2-е изд. - М.: Маршрут, 2004. - 504с.

. Лукин В.В., Анисимов П.С., Федосеев Ю.П. Вагоны. Общий курс: Учебник для вузов ж.-д. трансп. / Под ред. В.В. Лукина. - М.: Маршрут, 2004. - 424с.