5. КОНСТРУКЦІЯ ТА РОЗРАХУНОК ВІЗКІВ ТЗ

5.1. Призначення

На міському транспорті існують так звані візкова і безвізкова конструкції ходової частини.

На початку розвитку рейкових транспортних засобів застосовувалась тіль­ки безвізкова двовісна конструкція як більш проста і компактна. Однак зі збільшенням пасажирообороту з'явилась необхідність збільшення площі паса­жирського салону, а оскільки збільшення поперечних габаритів неможливе, ро­звиток конструкції пішов шляхом збільшення довжини кузова. При цьому збі­льшення кількості пасажирів веде до збільшення навантаження на вісь, що (в свою чергу) викликає зростання механічного напруження в контакті "колесо -рейка" і збільшення навантаження на верхню будову колії. Природним заходом проти цього може бути збільшення кількості колісних пар, але в жорсткій базікузова це неможливо за умови вписування в повороти. На сьогодні зазначену проблему вирішують шляхом об'єднання колісних пар в групи під єдину базу, тобто раму. Такий вузол, що шарнірно сполучений з кузовом прийнято назива­ти візком. Шарнірне з'єднання необхідне для забезпечення кутового зміщення візка відносно кузова в повороті. Таке конструктивне рішення дозволило розмі­стити на візках тягові приводи з направляючими пристроями колісних пар, пружну підвіску, гальмове та інше обладнання. На сьогодні візкову будову ку­зова має весь рейковий транспорт.

Отже, візки рухомого складу призначені для:

- передачі і розподілу вертикальних навантажень між колісними парами за

допомогою ресорного підвішування;

- сприйняття тягового зусилля та передачі його на кузов;

- забезпечення вписування в криві;

- розміщення тягових приводів;

- розміщення ресорного підвішування, колісних пар, гальмового облад­нання.

5.2. Класифікація візків (рис. 5.1) Візки класифікують:

5.2.1. За конструкцією несучої частини (рами):

5.2.1.1. Рамними візками обладнують вагони метро, Луганський трамвай, трамваї старих марок - рис. 5.2.

Рамні візки мають єдину нерозбірну раму, до якої кріпиться все інше об­ладнання. Вона має великі габарити, потрібні для розташування потужних ве­ликогабаритних тягових двигунів (ТЕД) поперечно руху, тому останні змонто­вані на рамі і тягова передача не має карданного валу.

Основні елементи візків:

1 - поздовжня балка рами візка; 2 - буксові вузли зовнішнього розташу­вання; 3 - буксове ресорне підвішування; 4 - колісна пара; 5 - поздовжня балка мостового візка; 6 - мостова конструкція візка (2 моста); 7 - балка шворнева; 8 - буксові вузли внутрішнього розташування; 9 - центральне (люлькове) ре­сорне підвішування; 10 - шворінь кузовної опори на шворневу (поперечну) ба­лку; 11 - кузов; 12 - тяговий двигун; 13 - тяговий редуктор; 14 - кожух моста; 15 - п'ятник кузова; 16 - підп'ятник шворневої балки візка; 17 - карданний вал; 18 - опори бокові; 19 - кінцеві поперечні балки.

 

Буксова! Центральна

Площинні ! Циліндричні

 

Співвісні

Неспіввісні

Одноповідкові Двохповідкові

Рис. 5.1 - Схема класифікації візків РС

Рис. 5.2 - Візок рамної конструкції

5.2.1.2. Безрамними мостовими візками обладнують трамваї РВЗ-6, Т-3, Т-3М, Т-5, КТМ-5М (рис. 5.3).

Мостові візки умовно називають безрамними, оскільки вони мають розбір­ну конструкцію з окремих елементів таких, як дві поздовжні балки - 5, що з'єднують два мости - 14. З кузовом візок з'єднаний за допомогою шворневої балки - 7 через шворінь - 10. Мостові візки мають малі габарити з-за поздовж­нього розташування ТЕД завдяки їх малій потужності, що дозволяє розміщува­ти візок в межах бокових стінок кузова (естетичний вигляд трамваю).

5.2.2. За способом з'єднання з кузовом

5.2.2.1. За допомогою п'ятникового механізму (рис. 5.2 поз. 15,16), який передає, як горизонтальні сили (силу тяги Б, гальмування В, бокові Рб), так і ве­ртикальні О. Перекидаюче зусилля (реакція Rc на відцентрову силу Рб) сприй­мається боковими опорами 18.

Р її

R б =£б^; (5.1) б    0,5/ ' ^ )

де 1їс - висота центру ваги;

1 - відстань між боковими опорами кузова.

5.2.2.2. За допомогою шворня (рис. 5.3, поз. 10).

Шворінь сприймає всі види зусиль, як і п'ятник (див. вище) плюс переки­даючий момент Мп від дії бокової сили Рс на плечі 1їс.

Мп = Рбїїс = Rбhш. (5.2)

Звідси реакція на перекидаючий момент

Такий зв'язок більш простий конструктивно і компактний. Це можливо при малій вазі кузова і малих габаритах візка, як це має місце в трамваї.

Рівняння (5.1) і (5.2) показують, що зусилля у вузлах зв'язку кузова з віз­ком в основному залежать від бокової сили Рб, а значить від основної її складо­вої - відцентрової сили. Остання може служити обмеженням швидкості в пово­роті, бо від швидкості руху в повороті залежать так звані направляючі зусилля, що передаються через направляючі пристрої.

5.2.3. За конструкцією направляючих пристроїв

Направляючі пристрої - це пристрої, які зв'язують раму візка з колісними парами в горизонтальному напрямі. Вони бувають площинними, циліндрични­ми та повідковими (рис. 5.1).

5.2.3.1. Площинні (рис. 5.4, а) ще називаються щелепними. Вони застосо­вувались в старих конструкціях РС завдяки своїй простоті. Зараз застосовують­ся рідше (через підвищений знос площин тертя між буксою 5 направляючими 2 можливе заклинювання).

5.2.3.2. Циліндричні направляючі пристрої (рис. 5.4, б) більш складні за конструкцією, чим площинні, але більш ефективні і надійні, тому застосовують на вагонах метрополітену сучасних марок.

 

5.2.3.3. Повідкові направляючі пристрої - направляючі зусилля передають­ся через повідки, широкого розповсюдження на ТЗ не знайшли і застосовують­ся тільки на "Луганському трамваї".

5.2.4 За розташуванням ТЕД (див. п. 2.1.)

5.2.5 З розташування ступіней ресорного підвішування (рис. 5.5)

Як видно з рис. 5.5 існують конструкції візків з такими системами ресор­ного підвішування, як центральна, буксова і комбінована. Система з централь­ним ресорним підвішуванням застосовується в трамваях Т-3, КТМ-5М, з бук­совим - у вантажних вагонах, з комбінованим - на вагонах метрополітену. До­кладніше про згадане дивись розділ "Ресорне підвішування РС".

5.3. Розрахунок на міцність рами візка 5.3.1. Загальні положення

Сили, прикладені до рами візка значно змінюються за величиною, напрям­ком і характером в залежності від режимів руху РС (тобто за величиною швид­кості, наявності тяги, або гальмування) технічного стану ходових частин, від кривизни колії щодо якості верхньої будови шляху.

Всі силові фактори поділяють за своїм впливом на довговічність на дві групи:

1) постійні, або повільно змінні у часі. Сюди відносять:

а) вертикальне статичне навантаження від ваги кузова з пасажирами;

б) відцентрові сили, сили вітру;

в) зусилля, які виникають при роботі тягового двигуна;

г) сили при гальмуванні;

д) кососиметричне навантаження

2) Змінні сили - сили, які спричиняють коливання надресорної будови. Во­ни мають випадковий характер, як за частотою, так і за амплітудою. Оцінка їх впливу можлива шляхом усереднення. Можливі комбінації перерахованих сил, що викликають в різних елементах рам візка, складні механічні напруження, які залежать від сумісної роботи всіх елементів. Раму при цьому розглядають як складну стрижневу систему з жорсткими вузлами (рис. 5.6). За стрижень прий­мають осі, які проходять через центр поперечного перерізу елементів рами. Для спрощення стрижні зводять в одну розрахункову площину. Осі елементів приймають прямолінійними без урахування форми поперечного перерізу на окремих ділянках рами (рис. 5.4, а).

Рама являє собою просторово статично невизначену систему з двома замкнутими контурами. Розрахунок статично невизначеної системи здійсню­ється методом "сил", який полягає в перетворенні системи в статично визначе­ну за допомогою розрізання "зайвих стрижнів" (кінцевих балок). При цьому в місцях розрізу повинні додатково прикладені невідомі зусилля і моменти. У просторі кожен контур має 6 зайвих невідомих: 3 сили х^у^ і 3 моменти Мх ,Му ,М2 . Це означає, що ступінь статичної невизначеності - 12.

Порядок вирішення такої системи: 1. Звільняємось від статичної невизначеності шляхом розрізання контурів. Тоді в місцях розрізів з'являються 12 невідомих силових факторів. Умовою рі­шення такої системи являється рівність нулю взаємних переміщень кінців, пе­рерізаних стрижнів під дією невідомих силових факторів.

2. Складаємо систему канонічних рівнянь відповідно до кількості невідо­мих. Її рішення дає значення невідомих сил в перерізах.

3. Розраховуємо максимальні згинаючі моменти (моменти в небезпечних перерізах).

4. Розраховуємо напруження в небезпечних перерізах.

5. Підсумовуємо напруження в небезпечних перерізах.

6. По сумарному напруженню в небезпечних перерізах визначаємо запас міцності рам.

Якщо знехтувати впливом замкненого контуру, то систему можна вважати статично визначеною. За відсутності замкнених контурів розрахунок на міц­ність можна зводити до розрахунку однієї чверті рами. Це витікає з повної си­метрії їх розташування і навантаження відносно осей Х і У.

Відкинута частина замінюється закладенням, в якому буде діяти максима­льний згинаючий момент. Переріз в цьому місці приймають за небезпечний, тобто розрахунковий.

5.3.2. Вертикальне статичне навантаження і розрахунок напруження в небезпечному перерізі

Вертикальне статичне навантаження складається з власної ваги рами й до­поміжного обладнання на ній (рівномірно розподілене навантаження q) і ваги двигунів 0,5Рд та ваги кузова з пасажирами 0,250к, прикладеної до бокових опор (рис. 5.7).

q = 2,2 + 0,012Б кН/м - рівномірно розподілене навантаження для електро­рухомого складу,

де Б - переріз елементів рами.

 

Реакції від вагового навантаження Яв, прикладені в місцях розташування ресор. Їх розраховують з рівняння рівноваги відносно осі 2.

= 8Яв - 2-0,250к - 2-0,5Рд - 4ф1 - 2фЬ + 4-0,2фЬ = 0 (5.3) _  = 0,50 к + Рд + 4д1 - 2qb + 0,8qb; (5

Повна симетрія рами і її навантаження відносно поздовжньої осі Х і попе­речної осі У дозволяє, як сказано вище, розраховувати % рами (наприклад ква­дрант І). При цьому розраховується консольна балка (рис. 5.8), що жорстко за­кріплена лівим кіцем, від плоского згину. Механічне напруження в місці закрі­плення балки:

°в = -Ю-3 [МПа], (5.5)

де Мтаху - максимальний згинаючий момент відносно осі у:

Мтах у = ЩХр! + Хр2) - 0,2qb1 - 0,5qa2; (5.6) - момент опору згину, який визначається з урахуванням геометрії небе­зпечного перерізу.

 

5.3.3. Механічні напруження в рамі від сил, що діють в кривих

Повну систему сил, що діючть на раму візка в кривих можна розглядати як таку, яка складається з двох незалежних підсистем (рис. 5.9), одна з яких вини­кає під дією відцентрової сили (сили з індексом "с"), друга під дією сил тертя при проковзуванні бандажів відносно колії (рамні сили - сили з індексом «р»).

а) навантаження, що виникає під дією відцентрових сил Відцентрові сили розташовані по всій масі рухомого екіпажу. Для розра­хунку їх приводять до рівнодіючої С, прикладеної в центрі тяжіння рухомого екіпажу. Оскільки центр тяжіння розташовується вище рівня осі колісної пари на відстань 1іс, то виникає момент, який перерозподіляє вертикальні реакції ре­сорних підвісок Яс. У результаті боковина, що розміщена збоку зовнішньої ко­лії, виявляється перевантаженою на величину 4Яс, а боковина внутрішня буде розвантаженою на ту ж величину.

Величина відцентрової сили, що віднесена до рами одного візка, визнача­ється з допустимої швидкості в кривій без підвищення зовнішньої рейки за фо­рмулою

шукр 0,5Окукр

С =-кр = -—^, [кН], (5.7)

Я gR

де ш - маса кузова;

Укр  -  швидкість  в  кривій;   за  емпіричною   формулою приймаємо

Укр = 4,6 л/Я, км/год;

Я - радіус кривої, м;

g - прискорення сили тяжіння.

Перерозподіл вертикальних реакцій Яс може бути вирахуваний за умови рівноваги у вертикальній площині у-г, для чого достатньо усі моменти скласти відносно осі «х».

ЕМх = 8ЯСЬ - СЬС = 0 (5.8) Я = ^ (5.9)

Горизонтальні реакції, прикладені до буксових направляючих рами прий­маються рівними і визначаються так:

Нс = С/8, [кН]; (5.10) б) рамні сили, що виникають внаслідок проковзування коліс відносно колії

(рис. 5.10).

 

Вимушений поворот візка без кочення коліс призводить до проковзування бандажів відносно колії. Сили тертя Бт між колесами і колією перешкоджають повороту колісної пари. Вимушений поворот колісної пари відбувається під ді­єю поздовжніх сил ]Кр, які передаються на букси через шпінтони на боковини рами.

Це означає, що збоку колісної пари на боковини діє рамна сила Кр, яка прагне зрушити боковини одна проти другої в поздовжньому напрямі. Для їх розрахунку спроектуємо сили тертя у площину кіл кочення і приведемо їх до боковин.

2Np = FT ■ sin a- S (5.11) b

Np =y-^ ■ sin a-b, [кН], (5.12) де \|/ - коефіцієнт зчеплення колеса з колією.

Як видно з рис. 5.10, поздовжнє зусилля Np прагне повернути раму в гори­зонтальній площині. Цьому поворотові перешкоджають букси, закріплені на зовнішніх шийках осей колісних пар. В результаті виникають поперечні гори­зонтальні реакції Нр, прикладені до буксових направляючих (шпінтонів). Їх ве­личину розраховують за умови рівноваги рами в горизонтальній площині.

DM = 8Нр-а -        = 0, (5.13)

звідки

Нр = Np-b (5.14) а

Сили взаємодії між рамою візка і віссю колісної пари Нр, Nj,, Нс пере­даються через шпінтони на корпус букси і осьові підшипники.

Отримані при розрахунку результати можна використати при перевірці міцності і витривалості цих елементів.

Система сил НсДсД"Тр,Нр, створює в місці закладення консолі згинаючих моментів відносно осей у і z:

- момент Му - у вертикальній площині (рис. 5.11);

- момент Mz - в горизонтальній площині (рис. 5.12). Вибираємо IV квадрант, так як в ньому напруга в кривій ткр max.

В таких умовах може виявитись любий квадрант при інших напрямках ру­ху і відцентрової сили.

Рис. 5.11 - Схема сил у вертикальній площині

 

Рис. 5.12 - Схема сил в горизонтальній площині

Рис. 5.13 - Схема перерозподілу сил при дії електродвигуна в тяговому режимі

Складемо рівняння згинаючого моменту:

Му = Ис-(хрі + хр2) - (5.15)

М2 = Нс-(Хрі + Хр2) + Ир'(Хрі + Хр2) = (Хрі + Хр2>(Нс + Нр) (5.16)му    3        м ,

о   =      ■ 10-3; о   = —^ ■ 10-3; (5.17)

кру       ^ ,       кр2       ^ > V У

Стиск боковими силами N і кручення моментами М = Нс7ш і Мр = Нр7ш не враховуємо в зв'язку з малою величиною викликаного ними напруження.

5.3.4. Механічні напруження від сил, що діють на раму візка в тяговому або гальмовому режимі роботи ТЕД

На вказаних режимах на раму візка діють 2 групи сил (рис. 5.13): - перша - сили тяги Бд (чи гальмування), друга - сили від дії ТЕД при реа­лізації максимального крутного моменту від сили Рд.

1 група: сили тяги та гальмування приймаються приблизно рівними, тільки з різними знаками. Вони передаються від колісної пари через буксові направ­ляючі візка на його раму, в даному випадку - шпінтони.

Дотична сила тяги 2-х ТЕД 2Бд через шворневу балку та п'ятник переда­ється на раму кузова. Розрахункова сила тяги ТЕД приймається максимальною, за умови обмеження по зчепленню при заданій швидкості руху.

Бд = уР'зч (5.18)

де Р'зч - сила зчеплення коліс однієї колісної пари з колією;

у - коефіцієнт зчеплення, для колійного РС (сталь по сталі) у = 0,15 ^ 0,3.

2 група: одночасно через підвіску 1 (рис. 5.14) двигунів 2 на раму візка 3 діють сили від корпусу двигуна ( реакція крутного моменту якоря ТЕД), вели­чина яких дорівнює:

Рд = , [кН] (5.19)

Як видно зі схеми (рис. 5.15), активні сили Рд урівноважуються реактивни­ми силами Ят, до яких прикладаються сили тяги Бк, прикладені до опор буксо­вого ступеня ресорного підвішування. За умови рівноваги візка в поздовжній вертикальній площині знаходяться реакції Ят (режим тяги).

£Му = 8Ят-(хр1 + хр2) + 8-0,25Ед-2ш - 2Рд-хд = 0 (5.20) 2Р ■ х -2Б ■ ъ

к т =^-^-^; (5.21)

Розглянута система сил згинає боковини рами у вертикальній площині. Для визначення напруження в рамі необхідно скласти рівняння для згинаючого моменту в закладенні для лівого чи правого переднього квадранта, як більш на­вантаженого порівняно із задніми квадрантами.

My max = R^pl + хр2) + 2•0,25Fкд•zIII (5.22)

Тоді напруження згину від сил, що діють на раму візка в тяговому режимі роботи ТЕД, дорівнює

M

о =^max_ .ю-3. (5.23)

 

Рис. 5.14 - Схема дії сил тягового двигуна на раму візка: 1 - пружна підвіска двигуна; 2 - тяговий двигун; 3 - рама візка; 4 - шестерня ведуча тягового редуктора; 5 - зубчате колесо тягового редуктора; 6 - колесо колісної пари

 

 

 

 

 

 

 

 

0,25FH|

 

Хр2

 

 

 

Рис. 5.15 - Схема розподілу зусиль від дії двигуна в тяговому режимі

у вертикальній поздовжній площині

5.3.5. Механічні напруження від сил при кососиметричному наванта­женні рами візка

Якщо одне колесо візка стане вище чи нижче інших, то в цьому випадку в чотирьох точках опори рами (чотири буксових вузла) виникне перерозподіл ре­акції Як (рис. 5.16).

Зміна рівня однієї із опорних точок може бути викликана:

а) місцевою нерівністю колії;

б) наростаючим підвищенням зовнішньої колії при вході в криву;

в) різністю діаметрів коліс;

г) осіданням ресор, пружин тощо.

В результаті ресорні комплекти кожної букси будуть мати різні прогини, а це означає різні реактивні зусилля в опорних точках. Якщо проаналізувати роз­поділ окремих реакцій, то виявляється, що на раму діє система вертикальних сил Як попарно симетричних відносно діагоналей.

Ця система називається «кососиметричне навантаження», яке прагне пове­рнути одну боковину рами відносно другої навколо поперечної осі "у".

Крутний момент шворневої балки в поєднанні з іншими силовими факто­рами може визвати небезпечний напружений стан у вузлах з'єднання шворне­вої балки з боковинами. В цих вузлах слід оберігатися виникнення тріщин.

Розрахувати кососиметричну складову Як можна за формулою:

Як = Д1ік-Же/2 (5.24)

де Д1ік - розрахункова висота підйому набігаючого колеса при вході в кри­ву, з урахуванням різниці діаметрів коліс конусності бандажів, неточності ре­гулювання ресорної підвіски (дивись вище);

Же - еквівалентна жорсткість ресорної підвіски візка, віднесена до однієї колісної пари.

Для вагона метро, наприклад, де комплекс складається з 4-х паралельно діючих пружин з жорсткістю Жпр:

Же = 4Жпр. (5.25) Тоді момент в небезпечному перерізі балки від кососиметричного наван-таження при умові вибору І квадранта, в якому Як підсумовують з реакцією від вагового навантаження Яв, буде дорівнювати:

Мук = Як-(хрі + хр2); (5.26) А механічні напруження від кососиметричного навантаження будуть

М

Ок =       -10"3, МПа; (5.27) W

У

 

 

 

 

 

 

 

2 а

 

 

/       Е»' V

 

 

 

 

1

....................... 71

/

/ 1

 

 

 

 

 

А |

 

 

 

Рис. 5.16 - Схема перерозподілу сил від дії кососиметричного навантаження

рами візка

5.3.6. Механічне напруження від динамічної дії навантаження на раму

Вертикальне динамічне навантаження зумовлено прискореннями підресо­рених елементів механічної частини, які виникають при вертикальних коливан­нях кузова, переїзді колесами перешкод, нерівностей колії, колійних стиків і т.д.

Точне визначення динамічного навантаження, що діє на деталі механічної частини є вельми важкою задачею. Це можна пояснити тим, що великі динамі­чні навантаження можуть виникати в самих різних умовах експлуатації. Приб­лизне теоретичне визначення динамічного навантаження (напруження від ди­намічних сил од) частіше визначають за допомогою коефіцієнта вертикальної

39динаміки Кд, помноженому на статичне вагове навантаження

ад = Кд-Ов (5.28) При цьому коефіцієнт вертикальної динаміки визначають з емпіричної фо­рмули:

Кд = 1 + а +   /0,01V .. , (5.29) д f/ + 15f//

де а = 0,1 - коефіцієнт інерції для обресорених частин візка; а = 0,15 для інерції необресорених частин візка;

V - конструкційна швидкість розрахункового режиму, м/с ;

fст - статичний прогин ресор під навантаженням брутто буксової і центральної ступенів ресорного підвішування.

5.3.7. Визначення запасу міцності в небезпечних перерізах

Визначивши напруження від основних видів навантаження можна присту­пити до оцінки міцності рами за її напруженим станом в небезпечному перерізі. Для цього необхідно розглянути одночасну дію різних навантажень в їх можли­вому поєднанні і провести алгебраїчне підсумовування напруження в небезпеч­ному перерізі.

Поєднання видів навантаження визначається з урахуванням їх одночасної дії. Наприклад, потрібно зважати на те, що вертикальне динамічне навантажен­ня не діє під час розгону рухомого складу; тобто тягове зусилля розвинуте при зрушенні не відповідає режиму руху з конструктивною швидкістю й ін.

На основі аналізу напруження відокремлених видів навантаження, виби­рають їх поєднання, за якими результуючі напруження в якій-небудь з точок розрахункового перерізу виявляються найбільшими (op max). За їх величиною визначають запас міцності і роблять висновок щодо придатності рами до екс­плуатації.

Допустимий коефіцієнт запасу міцності при орієнтовному розрахунку:

[П] = (От/Op max) > 1,7 + 2, (5.30)

де от - межа текучості, наприклад для сталі Ст3 - от = 240 мПа.

op max - максимально розрахункове напруження в небезпечному перерізі.