Механическая часть. Мехчасть отовый. Аннотация

• Название: Аннотация
• Анкор: Механическая часть
• Дата: 23.03.2022
• Размер: 152.98 Kb.
• Имя файла: Мехчасть отовый.docx
• Тип: Курсовой проект; #410549
• страница: 7 из 9

2.2. Пружины и методика их расчета

2.2.1. Общие сведения об устройстве и изготовлении пружин

В рессорном подвешивании локомотивов и, в частности, электровозов в качестве упругих элементов широко применяются цилиндрические винтовые пружины из прутков круглого поперечного сечения. Для изготовления пружин используется горячекатаная кремнистая сталь марки 55С2 или 60С2 по ГОСТ 14959-79. Дробеструйный наклеп позволяет улучшить механические характеристики материала и устранить мелкие дефекты. Вследствие пластических деформаций в наружном слое прутка и образовании при этом остаточных напряжений, противоположных по знаку напряжениям при нагрузке, приводит к уменьшению суммарных напряжений при работе пружин и позволяет уменьшить размеры пружин без снижения их прочности. Для повышения предела выносливости возможно применение шлифования заготовок пружин перед их навивкой. Опорные поверхности пружин должны быть плоскими и перпендикулярными вертикальной оси пружины. Для выполнения этого требования перед навивкой концы прутка оттягивают для образования опорного витка, причем длина оттянутого конца должна быть равна ¾ длины окружности пружины. В результат этой технологической операции число рабочих витков nр, определяющих жесткость пружины, на 1,5 витка меньше общего числа витков n. Геометрическими параметрами пружины, применяемыми в качестве исходных данных при ее расчете, являются диаметр прутка d, средний диаметр пружины D, высота пружины в свободном состоянии (без нагрузки) nсв, общее число витков пружины n, число рабочих витков nр.

2.2.2. Расчет основных характеристик пружин

Пружины в системах буксового рессорного подвешивания работают параллельно с листовыми рессорами или другими устройствами гашения колебаний. Комплект буксового рессорного подвешивания, отнесенный к одному колесу, состоит из одного гасителя колебаний и двух пружин (или двух комплектов пружин), при этом статистическая нагрузка на пружину может быть определена по формуле



Под действием нагрузки Р пружина сжимается, и ее витки при этом испытывают деформацию кручения.

Предположим, что точка 0 приложения силы Р все время остается на оси цилиндра, и витки пружины при действии этой силы испытывают скручивание парой сил, момент которой Мкр=Р·r, где r – радиус витка. Небольшим наклоном винтовой линии пружины при этом можно пренебречь. Для бесконечно малой части витка длиной dβ , имеем

где α – угол наклона витка (винтовой линии). Полагая cosα=1, получим

Если принять бесконечно малую часть витка dβ за прямой брус, то угол скручивания на единицу длины будет равен

где G – модуль упругости при кручении (модуль сдвига), равный 8·107КПа; Iк – момент инерции прутка при кручении, который для круглого сечения рассчитывается по формуле




С учетом вышеизложенного, получим



Скручивание элемента ds на угол θ ·ds соответствует перемещению точки 0

приложения силы Р, равному z·θ·ds . Полное перемещение точки 0 (деформация пружины) или статический прогиб пружины определяется по формуле



Основной характеристикой пружины является жесткость, которая численно равна нагрузке, вызывающей прогиб пружины на единицу длины:



Значения среднего диаметра пружины и числа рабочих витков, входящие в формулы (2.2.7 и 2.2.8), могут быть приняты следующими:



Статическая нагрузка Р, как отмечено выше, вызывает деформацию кручения витков пружины, и возникающие при этом наибольшие касательные статические напряжения во внутренних точках витков определяются по формуле





где Кк – коэффициент концентрации напряжений.

Значение коэффициента Кк в зависимости от индекса пружины С может быть определено по формуле




где С=D/d=180*10^-3/0,038=4,736842105. При расчете пружин на прочность необходимо, чтобы максимальные статические напряжения не превышали допускаемое касательное напряжение ( τ ) с учетом минимально допустимого коэффициента запаса статической прочности пружины Кп, т. е. должно выполнятся условие

423,4408906

Рекомендуется для буксового рессорного подвешивания значение Кп=1,7; величина допускаемого касательного напряжения для указанных выше марок сталей 750 МПа.

Из выше представленных расчетов можем сделать вывод, что условие не выполняется. Так как, максимальное статическое напряжение превышает допускаемое касательное напряжение. Для выполнения данного условия, необходимо поменять марку стали или размер пружины.

Максимальная (предельная) нагрузка на пружину определяется на условиях допускаемых напряжений по формуле



а прогиб пружины под этой нагрузкой – по формуле



Для обеспечения нормальной работы пружины ее витки при прогибе не должны соприкасаться, т. е. значение max должно быть меньше значения прогиба пружины до полного соприкосновения витков . Прогиб пружины до полного соприкосновения витков определяется как



Его отношение к статическому прогибу пружины, называемое коэффициентом запаса прогиба



Кроме требования по соотношению прогибов при проектировании пружины необходимо обеспечить ее устойчивость, что достигается соблюдением неравенства




Вывод: Из расчетов видно, что соотношение выполняется (1,333333333˂3,5). Устойчивость обеспечена.

При расчете пружин на прочность допустимое касательное напряжение[τ]=750 Мпа должно выполняться. При расчете получаем, τ=448,3491783 МПа, что говорит о том, что условие выполняется.

Также при проектировании пружин необходимо обеспечить её устойчивость, которая определяется неравенством где , условие выполнено.

3. Расчет элементов колесной пары
Ось колесной пары рассчитывают на статическую несущую способность и на сопротивление усталости. В качестве наиболее неблагоприятного режима рассматривают движение в кривой.

Нагрузки Р на внешнюю и Р” на внутреннюю по отношению к кривой шейке:



где – статическая нагрузка от веса обрессоренной части; – динамическая добавка от колебаний надрессорного строения; , где – коэффициент динамической добавки вертикальных сил определяется по формуле или берется приближенно равным 0,3.

Нагрузки на шейки соответственно от действия ветра на боковую поверхность надрессорного строения и от действия непогашенной возвышением наружного рельса центробежной силы :






где (здесь S – площадь боковой поверхности надрессорного строения; – интенсивность давления ветра на боковую поверхность, для обычных условий Па); и – высота приложения соответственно сил W и над центрами колес; – расстояние между серединами шеек.

Коэффициент, учитывающий перегрузку рессорного подвешивания при крене надрессорного строения.



где – статический прогиб рессорного подвешивания;



Сила инерции буксового узла:



где - масса буксового узла;

- коэффициент вертикального ускорения буксы.

Сила , передающиеся от зубчатых колес оси колесной пары, равны вертикальны усилиям Z, передающимся от ведущей шестерни зубчатому колесу,



где – касательная сила тяги, развиваемая одной колесной парой; – радиус зубчатого колеса.

Усилие , действующее на ось через моторно – осевые подшипники,

Составляющая реакции , передающейся от зубчатого колеса ведущей шестерне (



где – расстояние от оси колесной пары до оси подвешивания тягового электродвигателя к раме.

Составляющие веса и силы инерции двигателя (предполагается, что на каждую шейку действует четверть соответствующей силы):





где – вес тягового электродвигателя; .

Боковое давление рельса на набегающее колесо


Горизонтальная поперечна я сила, передающаяся колесной паре от рамы тележки,



где - коэффициент рамной части (

- нагрузка от колесной пары на рельсы.

Поперечная сила инерции колесной пары и жестко связанных с ней частей, возникающая при прохождении горизонтальных неровностей пути,



где - масса необрессоренных частей, отнесенных к одной оси; - коэффициент горизонтального ускорения колесной пары.

Поперечная составляющая силы трения внутреннего колеса о рельс



где коэффициент трения колес о рельсы, равный 0,15 – 0,25.

Максимальное значение силы тяги по условиям сцепления



где - коэффициент сцепления.

Оценка прочности оси по вероятностному методу производится последующим расчѐтным сечениям.

I-I - по шейке по внутренней кромке кольца заднего подшипника;

II-II - по галтели между шейкой и предподступичной частью;

III-III - по подступичной части в плоскости круга катания колеса;

IV-IV - по середине оси;

V-V - по галтели между подступичной частью и шейкой для моторно- осевых подшипников.

Таблица 3.1 Изгибающие моменты

- изгибающий момент	Параметр
I-I	32
II-II	40
III-III	124
IV-IV	58
V-V	103

При действии на ободе движущего колеса тяги на ось на участках между движущими и зубчатыми колесами действует крутящий момент



По третьей теории прочности при действии изгибающего момента и крутящего момента расчетный момент и наибольшие напряжения в рассматриваемом сечении:


В сечение I-I -

В сечение II-II -

В сечение III-III -

В сечение IV-IV -

В сечение V-V -











- момент сопротивления оси в расчѐтном сечении м3, где d- диаметр оси. Принимаем dI=0,180 м, dII=0,210 м, dIII=0,235 м, dIV=0,200 м, dV=0,205 м











Для оценки статической несущей способности оси принимают допускаемые напряжения Мпа.

Коэффициент запаса прочности:











при для осевой стали

Вывод: Для оценки статической несущей способности оси принимают допускаемые напряжения [σ]=120 МПа. I-I сечение 57,1˂120 МПа; II-II сечение 44,4˂120 МПа; III-III сечение 103,4˂120 МПа; IV-IV сечение 74,7˂120 МПа; V-V сечение 122,7>120 МПа. Во всех сечениях условие выполняется, кроме сечения V-V, где она не выполняется.