САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ
Кафедра «Локомотивы»
РАСЧЕТНО - ГРАФИЧЕСКАЯ РАБОТА
по дисциплине: Теория и конструкция локомотивов
Вариант №41
Выполнил:
студент гр.771
Семенов С.В.
Проверил:
Стришин Ю.С
САМАРА
Аннотация
В данной расчетно-графической работе рассчитываются задачи связанные с расчетом на прочность упругих элементов рессорного подвешивания и колесной пары. Данная РГР содержит 19 страниц печатного текста, 1 рисунок.
Задание на выполнение РГР
| Длина рессорыl, м | 1.15 |
| Ширина листа рессоры b, м | 0.12 |
| Толщина листа рессоры h, м | 0.016 |
| Ширина хомута рессоры a, м | 0.11 |
| Статическая нагрузка РСТ, кН | 82.5 |
| Номинальный статический прогибfн(ст), м | 0.09 |
| Конструкционная скорость vр,км/ч | |
| Диаметр пружины Dпр, м | 0.2 |
| Наружный диаметр резинового амортизатора Dр, м | 0.22 |
| Внутренний диаметр резинового амортизатора dр, м | 0.07 |
| Высота резинового амортизатора Нр, м | 0.03 |
| Статическая нагрузка от колесной пары 2П, кН | |
| Расчетное сечение оси колесной пары | II |
Содержание
Введение 5
Задача №1 6
Задача №2 8
Задача №3 10
Задача №4 12
Заключение 18
Список использованных источников 19
Введение
Повышение требований к быстроходности, экономичности, надежности, к снижению массы машин и увеличению их мощности делают вопросы прочности деталей и узлов машин актуальными в современных условиях.
Расчеты на прочность позволяют:
1. По заданным нагрузкам, допустимым напряжениям и установленным запасам прочности определить необходимые размеры элементов детали.
2. По заданным нагрузкам, допустимым напряжениям и размерам элементов деталей определить запасы прочности (проверочный расчет).
3. По заданным размерам элементов деталей, допустимым напряжениям и запасам прочности определить допустимые нагрузки, при которых деталь будет работать надежно.
4. По заданным размерам элементов деталей, действующим нагрузкам и упругим свойствам материала определить деформации.
Задача № 1
Расчётына прочность листовой рессоры
Основные размеры листовой рессоры определяют по допустим напряжениям изгиба при статической нагрузке [sи] доп = 550-650 МПа. Рессору рассматривают как балку постоянной толщины равного сопротивления изгибу /1/.
Общее число листов в рессоре определяется исходя из соотношений между допускаемым напряжением изгиба, изгибающим моментом 
и моментом сопротивления 
одного листа:
.
Таким образом, общее число листов в рессоре определится из выражения:
.
Изгибающий момент:
,
где 
– длина рессоры, м.
Момент сопротивления:
,
где 
– ширина рессоры, м;
– толщина листа, м.
Общее число листов рессоры складывается из числа коренных ее листов nк = 2-3 и числа листов ступенчатой части nс:
n = nк + nс.
Рессоры проверяются по допускаемому напряжению изгиба при динамической нагрузке [sи] max = 1000 МПа, при этом учитывается влияние хомута по формуле:
.
Динамическая нагрузка определяется из выражения:
,
где 
– коэффициент вертикальной динамики, определяемый по формуле:
,
где 
– конструкционная скорость тепловоза, км/ч;
– номинальный статический прогиб рессорного подвешивания, мм.
Рессора удовлетворяет условию прочности при динамической нагрузке, если 
.
Статический прогиб листовой рессоры для оценки ее деформации, определяется по формуле:
,
где Е – модуль упругости для стали, Е = 2,05*105 МПа;
– ширина хомута рессоры, м;
Задача № 2
Расчётына прочность пружины
Основные размеры цилиндрической пружины определяют по допустимым касательным напряжениям при динамической нагрузке [t] доп = 650 МПа.
Диаметр прутка определяется из уравнения прочности пружины:
,
откуда
,
где D – диаметр пружины, м;
К – коэффициент, учитывающий увеличение касательного напряжения в сечении на внутренней поверхности витка пружины; величина данного коэффициента зависит от индекса пружины 
. Значение коэффициента принять К = 1,25-1,3;
– динамическая нагрузка на пружину. Принять 
=0,5 
(см. задачу № 1)
Число рабочих витков определяется из уравнения деформации пружины:
,
откуда
,
где 
– прогиб пружины равный нормативному, м;
G – модуль сдвига для стали G = 8*104 МПа
– динамическая нагрузка на пружину. Принять 
=0,5 
(см. задачу № 1).
Число рабочих витков необходимо уточнить до 0,5 витка. Общее число витков пружины складывается из числа опорных ее витков nоп = 1.5 и числа рабочих витков nр:
n = nоп + nр.
Задача № 3
Расчётына прочность резинового амортизатора
В данном разделе необходимо, по результатам расчетов резинового амортизатора на прочность, подобрать материал (резину) его, который по своим свойствам обеспечит допустимую деформацию амортизатора.
Напряжение сжатия:
,
где D – наружный диаметр амортизатора, м;
d – внутренний диаметр амортизатора, м;
– статическая нагрузка на резиновый амортизатор = (см. задачу № 2).
Расчётный модуль упругости находим по формуле:
Ep= 
/e,
где e – коэффициент деформации амортизатора, e = 0.1;
Коэффициент формы, представляющий отношение площади опорной поверхности (одной) амортизатора к его полной боковой поверхности (поверхность выпучивания):
Φ 
,
где Н – высота амортизатора, м.
Действительный модуль упругости резины определяется по формуле:
E 
.
Модуль сдвига резины:
Gp =Е/3.
Число твердости по Шору определяется следующей эмпирической формулой, здесь необходимо модуль сдвига резины перевести из МПа в кг/см2 :
h 
.
По полученной величине числа твёрдости резины и величине напряжения сжатия необходимо подобрать марку резины с описанием ее характеристик /1, 2/.
Марка резины: 7 – 1847
Модуль упругости: 1.7 МПа
Модуль упругости при сдвиге: 0,48 МПа
Коэффициент Пуассона: 0,492
Сопротивление разрыву: 18,0 МПа
Относительное удлинение при разрыве: 675 %
Температурный интервал работоспособности: - 50 ÷ + 80 0С
Задача № 4
Расчётына прочность оси колесной пары тепловоза
Расчет оси колесной пары необходим для определения оптимальных размеров элементов оси, при которых былбы обеспечен достаточный запас прочности при минимальной массе. Ось рассчитывается на статическую прочность при наибольшей кратковременной нагрузке и на усталостную прочность по длительно действующим нагрузкам, определяемым при среднеэксллуатационной скорости тепловоза 60 – 70 км/ч. Однако, учитывая исключительно большое значение надежности осей, динамические параметры при этом расчете принимаются для конструкционной скорости. При расчете на статическую прочность расчетное напряжение сравнивается с пределом текучести осевой стали s т = 300 – 320 МПа. При этом принимают запас прочности n = 2,7.
При расчете на усталостную прочность допускаемое напряжение выбирается из полученных экспериментальным путем пределов выносливости для натурных или модельных образцов. Пределом выносливости s -1 называют максимальное напряжение, которое выдерживает образец (10 млн. циклов), не разрушаясь.
По результатам испытаний натурных осей с упрочненными каткой шейками и подступичными частями их (результаты экспериментов ВНИТИ), установлены следующие пределы выносливости для расчетных сечений:
· подступичной части оси – s -1 = 143 МПа,
· шейки и средней части оси – s -1 = 148 МПа.
Допускаемое же напряжение в оси меньше предела выносливости n, определяется коэффициентом запаса прочности n. Рекомендуемые значения коэффициента запаса прочности:
· для подступичных и средней части оси n ≥ 1,3 – 1,5,
· для буксовых шеек оси n ≥ 2.
Расчет на усталостную прочность является основным и должен наиболее полно учитывать все факторы силового воздействия на ось. Студент выполняет приближенный расчет на усталостную прочность, определяя диаметр оси в заданном сечении (табл. 1, последняя цифра шифра).
Расчет выполнять в следующем порядке:
1) начертить расчетную схему оси в соответствии с заданным вариантом и с указанием действующих на ось сил в вертикальной и горизонтальных плоскостях (пример такой схемы показан на рис. 1);
2) определить численные значения сил, действующих на колесную пару;
3) составить уравнение моментов и вычислить значения изгибающих моментов в заданном сечении от действия вертикальных и горизонтальных сил в вертикальной плоскости;
4) определить изгибающий момент в горизонтальной плоскости от приложения тягового усилия;
5) найти результирующий момент в заданном сечении от действия вертикальных и горизонтальных сил;
6) определить диаметр оси колесной пары по рекомендуемым запасу прочности и допускаемому напряжению [s] и исходя из соотношения:
[s] и = Мр / Wи
где, Мр – результирующий изгибающий момент,
Wи – момент сопротивления изгибу круглого сечения
Wи = 0.1d3,
где, d – диаметр оси в заданном сечении, удовлетворяющий необходимой прочности оси.
Далее приведена методика расчета оси на прочность в заданном сечении при наиболее неблагоприятном сочетании нагрузок, т.е. реализация тягового усилия колесно-моторным блоком тепловоза при движении в кривой с заданной скоростью.
Примечание. Геометрические параметры оси указанные на схемы имеют следующие величины: l1=1857 мм, l2=1580 мм, l3=1330 мм, l4=1105 мм, l5=290 мм, l6=277 мм, l7=130 мм, l8=155 мм, a=223 мм, b=815 мм, c=468 мм, d=447 мм.
1. Изгибающий момент в вертикальной плоскости от вертикальных сил
где Pшн – нагрузка на шейку оси в кривом участке пути, кН;
P’и – сила инерции неподресоренных частей опирающихся на шейку, кН;
Rн – вертикальная реакция наружнего рельса, кН;
Рз – вертикальное усилие от крутящего момента, кН;
l’ш, l’н, l’з – расстояния от точки приложения соответствующих сил до рассматриваемого сечения (плечи сил), м.
Нагрузка на шейку оси в кривом участке пути
Pшн = 1.3 Рст.
Сила инерции неподресоренных частей опирающихся на шейку, кН:
P’и = 
,
где Gb – масса буксы и балансира без учета массы шейки оси, принять
Gb = 2.6 кН;
g – ускорение свободного падения, м/с2;
j – ускорение неподрессоренных частей, м/с2;
,
где q – неподрессоренная масса приходящаяся на одну шейку, принять
q = 2.3 тс;
v – скорость движения (см. исходные данные), м/с2.
Вертикальная реакция наружного рельса:
Rн = 
,
где С’ – часть центробежной силы, неуравновешенной возвышением
наружного рельса, кН, принять С’ = 0.5 РСТ;
hc – расстояние от центра тяжести до плоскости, проходящей через
оси колесных пар, принять hc = 1.5 – 1.6 м;
n – число осей тележки, принять n = 3;
2S – расстояние между кругами катания колес, 2S = 1.58 м;
Yр – рамное давление на торец оси, кН, принять Yр = 0.6 Рст;
r – радиус колеса, принять r = 0.525 м.
Вертикальное усилие от крутящего момента:
Pз = 
,
где dш – делительный диаметр ведущей шестерни тягового двигателя, принять
hc = 0.17 м;
– вращающий момент на валу тягового двигателя, кН*м:
,
где 
– мощность тягового двигателя, кВт, принять = 300 кВт;
– частота вращения якоря тягового двигателя, об/мин:
,
где m – передаточное число тягового редуктора, принять m = 4.41.
2. Изгибающий момент в вертикальной плоскости от горизонтальных сил:
Мв2 =Y’r,
где Y’ – боковое давление колеса на рельс, кН:
Y’= Yр+Qв,
где Qв – поперечная составляющая силы трения между колесом и гребнем бандажа, катящегося по внутреннему рельсу, без учета горизонтальной силы инерции, кН:
Qв= 
,
где mтр – коэффициент трения скольжения, принять mтр = 0.25;
DP – изменение нагрузки на шейку оси за счет крена подрессоренных частей тепловоза, кН:
DP = Rн – 1.3 Рст.
3. Суммарный изгибающий момент:
Мв = Мв1 + Мв2.
4. Изгибающий момент в горизонтальной плоскости от приложения тягового усилия
Мг = Е1l’ш
где Е1 – горизонтальная реакция буксового узла, кН, принять Е1 = Fд;
Fд – сила тяги колесно-моторного блока, кН:
Fд = 
.
5. Результирующий изгибающий момент:
.
6. Диаметр оси колесной пары в заданном сечении:
,
где [s]и-1 – предел выносливости для заданного сечения, МПа;
ns – коэффициент запаса прочности, принять 1.3 – 1.5.
Решение:
м/с2
q=23 кН
n=3
2S = 1.58 м
r = 0.525 м
Заключение
В данной РГР были рассмотрены 4 задачи на прочность и произведены следующие расчеты: на прочность листовой рессоры, на прочность пружины, на прочность резинового амортизатора, на прочность оси колесной пары тепловоза. Приведена схема для расчета оси колесной пары на прочность.
Список использованных источников
1. Механическая часть тягового подвижного состава / под редакцией д.т.н., проф. И.В.Бирюкова. – М.: Транспорт, 1992. – 440 с.
2. Конструкция и динамика тепловозов / под редакцией д.т.н., проф. В.Н.Иванова. – М.: Транспорт, 1974. – 336 с.
3. Теория и конструкция локомотивов: методические указания к выполнению расчетно-графической работы для студентов специальности 190301 очной формы обучения. – Самара: СамГУПС, 2009. – 15 с.
