VIII Международная студенческая научная конференция Студенческий научный форум - 2016

Известно [1] , что колесные пары локомотивов связанны с рамами тележек через систему упругих элементов, балансиров и элементов поглощающих энергию упругих колебаний называемых рессорным подвешиванием. Такое рессорное подвешивание предназначено для уменьшения динамического воздействия колес на рельсы при движении по неровностям пути, динамических и ударных усилий, передаваемых от рельсов элементам тележки и кузова рельсового экипажа. Именно рессорное подвешивание, уменьшая ускорения обрессоренного строения и вертикальные нагрузки на него и путь, обеспечивает необходимую плавность хода локомотивам. Рессорное подвешивание также решает задачи равномерного распределения нагрузки от веса тепловоза или электровоза между колесными парами и обеспечивает частичную передачу горизонтальных составляющих сил со стороны колес на рамы тележек и кузовов. 

Рис.1

В настоящее время в конструкциях локомотивов широко используются бесчелюстные тележки. Так, например, рессорное подвешивание тепловоза ТЭП75 (рис.1) представляет собой упругую связь, расположенную между кузовом рамой и буксами его колёсных пар выполненную в виде винтовых цилиндрических пружин сжатия. Так на рис.2 крупным планом показано рессорное подвешивание серийной тележки, состоящее из пружин 2 второй ступени, гидравлических гасителей колебаний, ибуксовых пружин 5 расположенных на крыльях поводковых букс.

Известно [2] также, что тележка, показанная на рис.2, предназначена для серийных пассажирских тепловозов ТЭП75 и ТЭП70 мощностью соответственно 4410 и 2940 кВт (4000 и 3000 л.с.). В такой бесчелюстной тележке применено двухступенчатое рессорное подвешивание с пружинами, причём пружины 2 второй ступени одновременно создают упругую связь кузова с тележкой в горизонтальном направлении, вследствие чего получилась простая и компактная

Рис.2

конструкция опорно-восстанавливающего устройства. Демпфирование горизонтальных поперечных перемещений тележек относительно кузова осуществляется гидравлическими гасителями колебаний, установленными в поперечном сечении тележек у шкворней. Гидравлические гасители 1, предназначенные для гашения вертикальных колебаний, также расположены во второй ступени параллельно пружинам 2. Статический прогиб двухступенчатого рессорного подвешивания составляет 180 мм. Возвращающий момент зависит от угла поворота тележки φ_Т рад и определяется по формуле М = 560∙103∙φ_Т [2].

В практике в конструкциях локомотивов также широкое распространение получили листовые рессоры и это обусловлено тем, что последние эффективно гасят возникающие от неровности пути и колес колебания. Это происходит за счет создания значительных по величине сил трения между смежными листами рессор. Однако, по мере высыхания смазки между листами и наличия коррозии значительно снижается чувствительность листовых рессор к восприятия динамических нагрузок, а это значит, что последние начинают работать только при высоких скоростях движения локомотивов. В современных схемах рессорного подвешивания локомотивов имеется возможность отказаться от листовых рессор и в качестве устройств гашения колебаний использовать гидравлические, фрикционные и резиновые амортизаторы [1-3].

Одним из перспективных технических решений, используемых в рессорном подвешивании локомотивов, являются торсионные рессоры. Они представляют собой стержень круглого или квадратного сечения, один конец которого закреплен во втулке, устанавливаемой на раме тележки, а другой жестко связан с рычагом, который соединен с обрессориваемой частью экипажа, например, с кузовом. Второй опорой стержня служит подшипник так же закрепленный на раме тележки. В отличие от пружин и листовых рессор торсион испытывает деформацию чистого кручения, поэтому материал, из которого он приготовлен, используется намного лучше, чем в вышеуказанных упругих элементах рессорного подвешивания [4,5].

При проектировании рессорного подвешивания локомотивов производят расчет, как листовых рессор, так и витых рессор (пружин) на прочность и жесткость с помощью широко известных методов сопротивления материалов и деталей машин. Расчет же торсионных рессор производят с проверкой условия прочности по формуле:,

где, N – усилие, приложенное к рычагу торсиона

a – длина рычага торсиона

При этом угол закручивания также вычисляют по зависимости:

где, I_ρ – полярный момент инерции сечения стержня торсиона, 0,1d⁴ см⁴

G– модуль сдвига, 8·10⁴МПа

Прогиб точки приложения силы N и жесткость торсиона определяют по зависимостям: и

Из представленных формул видно, что важным расчетным параметром является величина рабочей нагрузки, приложенной к рессорным комплектам, причем такие нагрузки возникают в динамике и рессоры поглощают часть энергии толчков, вызываемых неровностями пути и, постепенно превращают эту энергию в энергию колебаний надрессорного строения. Такие колебания сопровождаются непрерывным рассеванием энергии за счет трения между листами рессор, трения в гасителях колебаний и других внутренних сопротивлений, что и приводит к быстрому затуханию колебаний и устраняет опасность перехода через резонансные области. Основными видами колебаний являются - подпрыгивание; галопирование и боковая качка рельсовых экипажей.

Существенным недостатком всех известных конструкций рессорного подвешивания локомотивов является то, что все они, кроме пневматического, не имеют возможности саморегулирования в автоматическом режиме своих жесткостных характеристик в зависимости от внешних динамических воздействий от неровности пути на последние. Учитывая вышеизложенное на каф. МиТП ЕГУ им. И.А. Бунина, совестно с каф. Локомотивы и локомотивное хозяйство МИИТ в течении ряда лет проводится НИР на тему «Разработка практических рекомендаций по повышению надёжности, технико-экономических, технологических и эксплуатационных показателей при эксплуатации и ремонте локомотивов» и по одному из её разделов по линии НИРС, которая включена в план работы СКБ университета, проводятся исследования, направленные на упрощение конструкции и повышение эффективности использования рессорного подвешивания локомотивов. В результате проведённых исследований разработана перспективная конструкция торсионной рессоры адаптивного типа признанная изобретением (Решение ФИПС о выдаче патента на изобретение по заявке №2014110438/11 от 2.03.15г.)

Рис.3

Так на рис.3 показан общий вид торсионной рессоры сбоку с разрезом ее вертикальной плоскостью.

Торсионная рессора состоит из стержня 1, снабженного шлицами 2 взаимосвязанными с ответными шлицами 3 выполненными во втулке 4. Втулка 4 на своей внешней поверхности снабжена шлицами 5 контактирующими со шлицами 6 изготовленными в стакане 7. В канале 8 стержня 1 подвижно размещена тяга 9 жестко соединенная с втулкой 4 и подвижно связанна через упор 10 с кронштейном 11, который жестко закреплен на кузове 12 локомотива. На стержне 1 также жестко установлен рычаг 13 связанный через шарнир 14 с кузовом 12. В стакане 7 размещена винтовая цилиндрическая пружина сжатия 15, контактирующая своим торцом со втулкой 4. Стержень 1 зафиксирован относительно неподвижной опоры 16 стопорными кольцами 17. Неподвижная опора 16 и стакан 7 жестко закреплены на тележке 18 локомотива.

Работает торсионная рессора следующем образом. В статике, когда тепловоз в отстое, все детали торсиона находятся в таком состоянии, как это показано на рис.2. В процессе же движения локомотива возникают колебания его кузова 12 в вертикальной плоскости по стрелке А, которая воспринимается через шарнир 14 рычагом 13 жестко закрепленным на стержне 1 торсиона. В этом случае стержень 1 получает некоторый угловой поворот по стрелке В, а так как его конец с помощью шлицев 3 и 5 жестко, соединен с шлицами 6 стакана 7, то такой угловой поворот являясь упругим, гасит колебания кузова 12, возникающие в этом направлении. Предположим теперь, что такое колебание произошло с амплитудой более значительной по величине и тогда тяга 9, проскальзывая по наклонной поверхности кронштейна11 своим упором 10 позволит ей переместиться по стрелке С, что, обеспечит, под действием сжатой винтовой цилиндрической пружины сжатия 15, переместить втулки 4 в этом же направлении. Но так как до этого длина рабочей части стержня 1 торсиона была равна ℓ, то после такого перемещения она уменьшится на некоторую величину и станет, например, равной ℓ₁ в этом случае жесткость Ж, можно определить по зависимости:

где, d– диаметр стержня 1;

G - модуль упругости второго рода;

Jρ – момент инерции сечения стержня 1.

Следовательно, крутильная жесткость стержня Kφ возрастет, что позволит эффективно произвести гашение вышеуказанного колебания. После исчезновения указанной амплитуды кузов 12 возвращается в исходное положение, а стержень 1, перемещаясь по наклонной плоскости своим упором 10, возвращает втулку 4, также в исходное положение, которая сжимает винтовую цилиндрическую пружину сжатия 9. Далее описанные процессы могут повторяться неоднократно.

Технико-экономические преимущество предположенного технического решения в сравнении с известными очевидно, так как оно позволяет в автоматическом режиме изменять жесткость стержня торсиона и одновременно повысить его надежность в сравнении с другими известными конструкциями торсионных рессор и в тоже время если использовать его в конструкции тепловоза ТЭП75, то исключив из его конструкции цилиндрические винтовые пружины 2 (см.рис.3), заменив их на торсионы можно значительно уменьшить расстояние между рамой кузова и рамой тележки, что позволит снизить центр тяжести тепловоза в целом.

Анализируя предложенное техническое решение и его эффективность работы последнее в количестве четырёх штук предлагается установить на раму тележки под кузов тепловоза вместо существующих в настоящее время цилиндрических винтовых пружин сжатия 2 показанных на рис.3 расположив их также в центральной части тележки. Произведём расчёт основных геометрических параметров предложенной адаптивной рессоры для односекционного тепловоза ТЭП75 исходя из того что известна его собственная масса равная 138 т, при этом на кузов приходится порядка 80 т. Следовательно, на каждую из восьми торсионных рессор, показанных на рис.2 будет приложена статическая нагрузка Р_ст = 10 т, с с учётом динамики Р_дин = 12,5 т. Тогда момент, приложенный к стержню торсиона будет равен М_кр = Р_динl₁ = 12500·400 = 5∙10⁷ кг·мм где l_р длина рычага торсиона равная 400 мм. Согласно такой нагрузки по известной зависимости вычислим диаметр стержня торсиона:

,

Окончательно примем диаметр стержня торсиона равный 76 мм и выберем для него материал сталь 65С2ВА согласно ГОСТ 14959-79. Исходя из конструктивных соображений зададимся длиной рабочей части торсиона

(стержень рис.3) l = 600 мм и тогда угол закручивания торсиона при статическом нагружении составит:

.

Проверим торсион по условию прочности на кручение по зависимости:

Следовательно, прочность торсиона обеспечена так как τ ≤ [τ].

Теперь определим перемещение рычага торсиона, а, следовательно, и экипажной части тепловоза от действия статической нагрузки торсиона по формуле:

Теперь предположим, что при движении тепловоза и преодолении неровностей пути за счёт контакта тяги 9 с кронштейном 11, который жестко закреплен на кузове 12 тепловоза длина стержня (см. рис.3) торсиона снизится с 600мм, например, до 550 мм и тогда угол закручивания торсиона в этом случае составит:

,

а перемещение кузова тепловоза в его вертикальной плоскости от такого динамического нагружения будут:

Видно, что перемещения кузова тепловоза в динамике снизились на 18,68 мм. Это произошло за счёт увеличения жёсткости стержня торсиона, которая увеличилась с Ж_с до Ж_д в 1,68 раза, что видно из формул:

.

Анализируя конструкцию предложенного торсиона видно, что наиболее ответственными, с точки зрения её работоспособности и прочности, является такой конструкционный элементы как шлицевое соединение 5-6 (см. рис.3).

Проверим на прочность шлицевое соединение торсиона, которое выполнено прямобочным по ГОСТ 1139 – 78 тяжёлой серии, по напряжениям смятия σ_см используя известную зависимость [4]:

где, z – число шлицев, z = 16 шт;

F – площадь занимаемая шлицами .

R_ср- средний диаметр соединения .

f – размер фаски на шлицах 0,5 мм.

D – наружный диаметр по выступам шлицев 76 мм;

d – диаметр впадин 60 мм.

l_Ш - длина шлица 120 мм.

Следует также отметить, что используемая в предложенном техническом решении винтовая цилиндрическая пружина сжатия 15, которая управляет перемещением втулки 4 совместно с тягой 9 (см.рис.3), изменяя тем самым крутильную жёсткость стержня 1, расположена в стакане 7 внутренним диаметром d_В = 130 мм и наружным диаметром D_Н = 160 мм, который жёстко установлен на раме тележки тепловоза. Учитывая такие размеры упомянутого стакана разместим в нём винтовую цилиндрическую пружину сжатия 15, которая позволяет регулировать длину тяги 9 и имеющую наружный диаметр 125 мм, диаметр витка 17 мм, длину в свободном состоянии 315 мм, длину в сжатом состоянии 170 мм, с рабочей нагрузкой 840 кг выполненную из стали 60С2 по ГОСТ 13772-86.

Результаты исследования рекомендуются отечественным и зарубежным научным и производственным структурам проектирующим, изготавливающим и модернизирующим различные по назначению промышленные локомотивы для возможного внедрения разработки в практику.

Библиография.

1.Железнодорожный транспорт. Энциклопедия. Гл. ред. Н.С. Конарев.- М.: Большая Российская Энциклопедия, 1994. -540с.

2.Конструкция, расчет и проектирование локомотивов: Учебник для студентов ВУЗов/ А.А. Камаев и др. Под.ред. А.А. Камаева – М.: Транспорт, 1981.-263с.

3.Конструкция и динамика тепловозов/ Под.ред. В.Н. Иванова 2-е издание доп. М.: Транспорт, 1974.- 264с.

4.Орлов П.И. Основы конструирования: Справочно-методическое пособие, В 2-х кн. Кн 2. Под ред. П.Н. Усачёва.- 3-е изд., исправл. – М.: Машиностроение, 1988.-544с.

5.Пономарев С.Д., Андреева Л.Е. Расчёт упругих элементов машин и приборов. М.: Машиностроение 1980. – 326с

Код для цитирования: Скопировать