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: 8 из 9

4. Проектирование подшипника качения буксового узла

При проектировании буксы подбор подшипников обычно сводят к следующему:

1. 
   Устанавливают требуемую долговечность подшипников;
   
2. 
   Выбирают тип и количество подшипников на шейке оси;
   
3. 
   Вычисляют эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник;
   
4. 
   Определяют требуемую величину динамической грузоподъемности;
   

По каталогам находят размеры роликового подшипника, обеспечивающего необходимую динамическую грузоподъемность.

Суть расчета заключается в исследовании зависимости долговечности подшипников качения от осевой нагрузки.

Определяется статическая радиальная сила, действующая на один подшипник, кН




где - вес частей, нагрузка от которых не передается на подшипники (колесной пары тяговой передачи, внутренних колец подшипников, лабиринтных колец и др.), кН; m - число роликовых подшипников, воспринимающих радиальную силу, в двух буксах.

Вычисляется эквивалентная динамическая сила, действующая на один подшипник, кН.

Q_экв=53,095 1 1 1,3=69,0235 кН

где к_к - коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца к_к=1,0); к_t -температурный коэффициент (для подшипников, работающих в буксовых узлах железнодорожного подвижного состава, при максимальной допустимой температуре 100°С к_t=1,0 ); коэффициент безопасности .

Определяется необходимая динамическая грузоподъемность подшипника С, кН:



Для выбранного подшипника расчетная долговечность, км



где - диаметр круга катания колес с учетом допускаемого среднего износа бандажей, м.

Долговечность выполняется.

Контактные напряжения ролика и колец цилиндрического подшипника определяются из выражения, МПа:




где Pр - наибольшая нагрузка на ролик, H;

L_р , D_р - фактические длина и диаметр ролика, м;

R_в и R_и -радиусы дорожек качения соответственно внутреннего и наружного колец, м. Знак плюс берется для внутреннего кольца, а минус – для наружного. Которые определяются по формулам:





Расчетная радиальная нагрузка на наиболее нагруженный ролик для цилиндрических подшипников (при типовом распределении нагрузки между роликами) определяется по формуле



где Q_ст- статическая нагрузка на подшипник;

Z - число роликов в подшипнике.

Оценка прочности производится по допускаемым напряжениям, которые для стали марок ШХ4, ШХ15, ШХ15СГ принимаются [σ]= 3500 МПа.

Вывод: При проектировании подшипника качения буксового узла, производится оценка прочности по допустимым напряжениям, принимаемое [σ]=3500МПа. При расчете σ=2494 МПа и это меньше допускаемого, отсюда следует, что условие выполнено.

5. Проектирование автосцепного устройства

5.1 Проектирование корпуса автосцепки

Расчет на прочность корпуса автосцепки производится в восьми сечениях, в которых оценивается напряженное состояние отдельно для случаев растяжения силой Тр = 2,5 МН и сжатия (удара) Тс = — 3,5 МН.











Нормальная сила, приложенная в точке А тяговой поверхности, определяется как проекция на направление нейтральной оси большого зуба, т.е. без учета сил трения




Напряжения в расчетных сечениях I—I, II—II и III—III большого зуба при действии растягивающей силы T_р, приложенной к корпусу автосцепки, определяются по формуле:



где М_р — изгибающий момент в расчетном сечении, возникающий при действии силы R3 с учетом силы трения;

W, F — момент сопротивления изгибу и площадь поперечного сечении соответственно.

В случае действия на автосцепку сжимающей силы Т_с лини, в сечении III— III большого зуба возникают напряжения, подсчитываем по формуле:



где М_с — изгибающий момент, возникающий в сечении III—III от действии силы , приложенной в плоском сечении II—II.

Изгибающие моменты в расчетном сечении IV—IV малого зуба при действии силы и силы Т_с определяются по формулам:









Соответствующие напряжения в сечении IV—IV находятся по формулам:









Полученные напряжения не должны превышать допускаемые для стали марки 20Г1ФЛ по ТУ 3-960-76 с минимальным пределом текучести σ_т = 400 МПа.

В данном случае, = не выполняет условие на растяжение, а = выполняет на сжатие.

Напряженное состояние хвостовика корпуса автосцепки оценивается при действии продольной силы растяжения Тр = 2,5 МН и сжатия Т_с = —3,5 МН при эксцентриситете этих сил е = 50 мм.

Напряжения в сечениях V—V и VI—VI определяются по формуле:




















— допускаемые напряжения.



где с = 2rсosɸ— длина участка нагружения клином криволинейной части проушины.

Известно, что изгибающие моменты в рассматриваемой конструкции арки определяются по формулам:





где К — отношение длины участка нагружения с к длине пролета арки I. Нормальные напряжения и условия прочности материала в расчетных сечениях VII—VII и VIII—VIII определяются по формулам:






где W7, W8- моменты сопротивления поперечных сечений VII—VII и VIII— VIII;

F7 — площадь поперечного сечения VII—VII; σ_Т = 400 МПа — допускаемые напряжения.