Электровоз ВЛ10.

Гребень предохраняет колесную пару от схода с рельсов и направляет ее при движении в кривой. У гребня нового бандажа установлена толщина 33 мм и угол наклона 10°. Конусность поверхности катания 1:10 (уклон 1:20) способствует центрированию колесной пары в рельсовой колее и уменьшает проскальзывание колес при прохождении кривых участков пути. Конусность внешней части бандажа 1:3,5 (уклон 1:7) и фаска облегчают прохождение стрелочных переводов.

Многолетняя практика эксплуатации колесных пар показывает, что, как правило, нарастание износа гребней бандажей опережает их прокат, вследствие чего для восстановления профиля бандажи вынужденно обтачиваются из-за недопустимого износа (подреза) гребней, когда прокат еще незначителен (3—4 мм). При этом для восстановления гребня до нормальной толщины 33 мм приходится снимать много металла с поверхности катания бандажа, уменьшая ее толщину. В связи с этим осуществляется ряд мероприятий для снижения износа гребней колесных пар.

Наряду с улучшением динамических качеств экипажей, обеспечивающих прохождение колесных пар кривых с наименьшими усилиями применением гребнесмазывателей, серьезное внимание уделяется разработке новых профилей бандажей, при которых снижается скольжение гребней колес по боковым граням рельсов и тем самым уменьшается их износ. ВНИИЖТом разработан и внедряется новый унифицированный (объединенный) профиль бандажа, одинаковый для локомотивов и вагонов (рис. 2.34, б), особенность которого заключается в следующем. Средняя часть профиля (поверхность катания) представляет собой поверхность, прикатанную по форме поверхности головки рельса. Она состоит из двух конических поверхностей: одна с уклоном образующей 1:100 (со стороны гребня) и другая с уклоном 1:20. Кривизна поверхности, сопрягающейся со средней частью и с гребнем, по мере приближения к гребню увеличивается, соответственно увеличивается и ее конусность. Эта зона гребня (зона набегания), прилегающая к выкружке, описана радиусом r = 70 мм. Угол наклона гребня равен 65°. Благодаря такому профилю бандажа при движении в кривой обеспечивается одноточечный контакт его с рельсом в отличие от бандажа со стандартным профилем, у которого двухточечный контакт с рельсом. При двухточечном контакте происходит интенсивное скольжение гребня бандажа о боковую грань головки рельса, что вызывает их повышенный износ. Применение бандажей с унифицированным профилем снижает износ гребней на 35—50 %.

Кроме профиля бандажа ВНИИЖТа, на железных дорогах России и Украины получил распространение криволинейный профиль типа ДМеТИ, предложенный специалистами Днепропетровского металлургического института. По своему очертанию он приближается к среднеизношенному по прокату бандажа. Профиль ДМеТИ также обеспечивает одноточечный контакт колеса с рельсом при набегании.

Одним из способов снижения износа поверхности катания колес и рельсов является уменьшение изначальной толщины гребня с 33 до 29 мм для конических колес и с 33 до 30 мм с криволинейным профилем колес. Уменьшение толщины гребня как бы увеличивает для локомотивов зазор колеи и тем самым поперечное смещение колесной пары относительно оси пути, при этом увеличивается направляющее действие конусности колес, уменьшается проскальзывание колес из-за разности радиусов наружного и внутреннего рельсов.

Повышенный износ гребней особенно интенсивно проявляется при качении колес по термоупрочненным рельсам, которые начиная с 80-х гг. прошлого века укладываются на грузонапряженных линиях. Твердость поверхности катания таких рельсов составляет 350—380 НВ.

Мировой и отечественный опыт эксплуатации железных дорог показывает, что соотношение твердостей рельсов и колес 1:1 является наиболее благоприятным в отношении наименьшего износа пары трения «колесо-рельс».

Существуют различные способы повышения твердости поверхности катания колес. Один из наиболее эффективных и используемых на российских железных дорогах — это плазменная обработка профиля колеса. При такой обработке достигается твердость поверхностного слоя 380—400 НВ на глубину до 3 мм.

На наружной грани бандажа набивают знаки и клейма в такой последовательности: номер завода-изготовителя, дата изготовления, марка бандажа, клейма приемки, номер плавки, номер бандажа.

Расчет осей колесных пар. Оси колесных пар относят к наиболее ответственным узлам экипажной части, определяющим безопасность движения. При создании оси для нового локомотива или при изменении ее конструкции, материала, условий нагружения, технологии изготовления для оценки ее прочности и надежности помимо расчета обязательны испытания, объем которых определяют в зависимости от степени новизны конструкции.

Ось колесной пары рассчитывается на сопротивление усталости от деформаций изгиба в вертикальной плоскости. Исследованиями установлено, что на прочность оси влияние изгиба в горизонтальной плоскости, продольного сжатия, перерезывающих сил и кручения незначительно. Поэтому они при расчете оси в соответствии с отраслевым стандартом ОСТ 32.93-97 не учитываются.

Расчетными являются следующие режимы движения локомотива:

– движение со скоростью, превышающей на 10—20 % конструкционную, по прямым участкам пути и по стрелкам на главном пути;

– движение с конструкционной скоростью или максимально разрешенной из условия получения непогашенного ускорения 0,7g по кривому участку пути радиусом 600 м и менее. Для пассажирских локомотивов с конструкционной скоростью выше 150 км/ч с максимально разрешенной скоростью;

– движение по стрелочным переводам на боковой путь с максимально разрешенной скоростью.

При этих режимах в оси колесной пары возникают наибольшие напряжения. Продольные силы (сила тяги, торможение) не оказывают существенного влияния на прочность оси и в расчете не учитываются.

Оценка сопротивления усталости производится по условию

(2.25)

где п — коэффициент запаса сопротивления усталости; [п] — минимально допустимый коэффициент запаса сопротивления усталости; σ_-1Д — предел выносливости оси в расчетном сечении; σ_р — расчетные напряжения в соответствующем сечении оси.

Сопротивление усталости оценивается для сечений оси, которые определяются конструкцией колесной пары и тягового привода. В ОСТ 32.93-97 приведена расчетная схема и методики расчета для всех основных типов конструкций колесных пар при применении следующих тяговых приводов:

–электродвигатель с опорно-осевым подвешиванием и односторонней зубчатой передачей;

–электродвигатель с опорно-осевым подвешиванием и двухсторонней зубчатой передачей;

–электродвигатель с опорно-рамным подвешиванием и полым валом;

–карданный привод с осевым редуктором.

Рассмотрим методику расчета оси колесной пары при применении привода с опорно-рамным подвешиванием электродвигателя и опорно-осевым редуктором (привод II класса)

Сопротивление усталости оси оценивается в основных сечениях (рис. 2.35): I — шейка оси, II — предподступичная часть оси; III — подступичная часть оси в плоскости круга катания колеса, IV — по переходной галтели от зоны установки тягового редуктора к средней части оси, V — средняя часть оси.

Расчетные сечения относятся к месту действия наибольшего изгибающего момента для рассматриваемой части оси. Диаметр расчетного сечения принимается наименьшим для данной части оси. При этом учитывается уменьшение диаметра оси, допускаемое при ремонте колесных пар.

Если в конструкции колесной пары предусмотрена напрессовка ступицы зубчатого колеса и других деталей, то дополнительно оценивается сопротивление усталости оси в сечениях, расположенных в зонах напрессовки этих деталей.

Составляется схема действия нагрузок на ось колесной пары (рис. 2.36). Расчет оси ведется по эквивалентной статической нагрузке Q₀^экв от колесной пары на рельсы, в которой учитываются неравномерность распределения силы тяжести (веса) конструкции локомотива по тележкам, отклонение фактической его массы от номинального проектного значения, а также возможные нарушения регулировки рессорного подвешивания:

(2.26)

где Q_Т — номинальная проектная сила тяжести (вес) локомотива, приходящаяся на наиболее нагруженную тележку; t_т — число осей колесных пар наиболее нагруженной тележки; η₁ — коэффициент, учитывающий производственные допуски и характеризующий отклонение фактической массы локомотива от ее номинального проектного значения (η₁ = 1,03);

η₂ — коэффициент, учитывающий разность вертикальных статических сил, действующих на рельсы от осей колесных пар наиболее нагруженной тележки (η₂ = 0,03); η₃ — коэффициент, учитывающий разность вертикальных статических сил, действующих на рельсы от правого и левого колес рассчитываемой оси колесной пары (η₃ = 0,04).

В качестве расчетных напряжений в сечениях оси принимается сумма напряжений изгиба от приложенных к шейкам оси вертикальных статических сил и сил инерции, вызываемых вертикальными колебаниями надрессорного строения, вертикальных сил передаваемых на ось от тягового привода при силе тяги в длительном режиме, динамической поперечной рамной силы и инерционных сил, от вертикальных колебаний неподрессорен- ных масс тележки.

Вертикальная статическая сила Р_СT подсчитывается по выражению

(2.27)

где т_КП — масса колесной пары без букс и редуктора; т_р — масса неподрес- соренных частей редуктора, которая определяется как суммарная величина массы зубчатого венца, его ступицы и 2/3 общей массы нижней и верхней части корпуса; т_ш — масса консольной части оси (до круга катания); g — ускорение силы тяжести.

Сила инерции Р_ШД, возникающая при вертикальных колебаниях надрессорного строения экипажа, определяется как динамическая добавка к вертикальной статической силе и прикладывается к шейке оси. Сила инерции Р_ШД принимается равной 40 % от вертикальной статической силы надрессорного строения Р_ОШ, приходящейся на шейку оси и вычисляется по формуле

(2.28)

где т_б — масса буксового узла; т_П — половина массы упругих элементов, опирающихся на буксу.

Вертикальная сила R_A, приложенная в тяговом режиме к оси от зубчатого колеса редуктора, определяется по формуле (при напрессовке этого колеса на ось)

(2.29)

где F_к — касательная сила тяги колесной пары в длительном режиме; D_к — диаметр колеса; а — расстояние в продольном направлении от оси колесной пары до кронштейна подвески редуктора на раме тележки, и — передаточное число редуктора.

Вертикальная сила Р_л, приложенная к шейке оси со стороны редуктора, для локомотива с двухосной тележкой равна;

(2.30)

где b и с — расстояния соответственно в продольном и поперечном направлениях между кронштейнами подвески редуктора на раме тележки; 2L — база тележки; 2l — расстояние между серединами шеек оси.

Вертикальная сила Р_п, приложенная к шейке оси со стороны, противоположной редуктору, для локомотива с двухосной тележкой определяется по формуле

(2.31)

Динамическая поперечная рамная сила H_р принимается равной 30 % от величины эквивалентной осевой нагрузки. Рамная сила и поперечная сила трения Н_ТР между колесом и рельсом уравновешиваются боковой силой H_б, приложенной ко второму колесу.

(2.32)

где μ_тр — коэффициент трения между колесом и рельсом, принимаем равным 0,25; R₂— реакция рельса в вертикальном направлении.

Вертикальные инерционные силы от колебаний неподрессорен- ных масс прикладываются отдельно к шейкам, подступичной, ре- дукторной (если редуктор неподрессорен) и средней частям оси. Ось рассматривается как твердое тело, при этом принимается, что вертикальное ускорение приложено к одному из колес, расположенному со стороны редуктора, а на противоположном колесе ускорение отсутствует. Распределение ускорений по длине колесной пары принимается по линейному закону.

Инерционные силы от неподрессоренных масс прикладываются в центрах масс элементов оси с учетом распределения масс буксовых узлов, колес и редуктора.

Инерционная сила средней части оси принимается в виде сосредоточенной силы, приложенной на расстоянии 2s/3 от плоскости круга катания колеса, расположенного со стороны редуктора (2s — расстояние между кругами катания колес).

Вертикальное ускорение буксового узла j_б1 (м/с²), расположенного со стороны редуктора, определяется по формуле

(2.33)

где ν_к — конструкционная скорость, м/с; т_нк — масса неподрессоренных частей,приходящаяся от колеса на рельс;

(2.34)

где е — расстояние от круга катания колеса до плоскости центра масс редуктора; m_p— масса неподрессоренной части редуктора.

Инерционная сила Р_н1, приложенная к шейке, расположенной со стороны редуктора, равна:

(2.35)

где —масса неподрессоренных частей, относящихся к шейке оси.

Инерционная сила Р_н2, приложенная к шейке со стороны, противоположной редуктору, равна:

(2.36)

где j_б2— ускорение буксового узла со стороны, противоположной редуктору,

(2.37)

где l₃ — расстояние от середины шейки оси до сечения III.

Инерционная сила Р_к1, приложенная к подступичной части оси, расположенной со стороны редуктора, равна:

(2.38)

где j_к1 — ускорение колеса, расположенного со стороны редуктора,

(2.39)

Инерционная сила Р_р, приложенная к редукторной части оси, равна:

где j_p — ускорение неподрессорной части редуктора,

(2.40)

Инерционная сила Р_с, приложенная к средней части оси, равна:

(2.41)

где т_с — масса средней части оси между кругами катания колес.

Вертикальная реакция на опоре (колесе) оси со стороны редуктора равна:

(2.42)

где l₅ — расстояние от среднего сечения оси до места приложения силы Р_с,

(2.43)

Вертикальная реакция R₂ на опоре (колесе) оси со стороны, про­тивоположной редуктору, равна:

(2.44)

Изгибающий момент M_I в сечении I оси равен:

(2.45)

где l₁ — расстояние от середины шейки оси до сечения I.

Изгибающий момент М_II в сечении II оси равен:

(2.46)

где l₂ — расстояние от середины шейки оси до сечения II.

Изгибающий момент М_III в сечении III оси равен:

(2.47)

Изгибающий момент M_IV в сечении IV оси равен:

(2.48)

где l₄ — расстояние от середины шейки оси до сечения IV

(2.49)

Расчетное напряжение в i-м сечении (i = I, II, III, IV, V) равно:

(2.50)

где M_i— изгибающий момент в i-м сечении оси, W_i — момент сопротивления i-го сечения оси,

(2.51)

d_i — диаметр i-го сечения оси

При оценке сопротивления усталости оси пределы выносливости в расчетах принимаются по результатам натурных испытаний осей При отсутствии таковых рекомендуются для накатанных осей значения пределов выносливости, приведенные в табл. 2.10.

Если конструкция и технология изготовления осей в значительной степени отличаются от применяемых, которым соответствуют данные таблицы, а также при оценке сопротивления усталости других сечений, расположенных в зонах напрессованных деталей (ступицы зубчатого колеса, дискового тормоза и др), предел выносливости рекомендуется определять по формуле

(2.52)

где σ_-1 — предел выносливости лабораторного образца (диаметром 7,5 мм) из материала оси при изгибе, К_аσ — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения оси, Кν — коэффициент влияния поверхностного упрочнения (для накатки роликом поверхностей Кν = 1,3), Кσ — эффективный коэффициент концентрации напряжений в галтелях, который равен

(2.53)

где q_σ — коэффициент чувствительности к концентрации напряжений, a_σ — теоретический коэффициент концентрации напряжений, зависящий от диаметра расчетного сечения оси и размера галтели, К_р—коэффициент, учитывающий влияние напрессовки, определяется в зависимости от величины контактного давления Р'_k, которое вычисляется по формуле

(2.54)

где Е— модуль упругости сопрягаемых деталей, μ — коэффициент Пуассона, δ — натяг (определяется по разности диаметров сопрягаемых деталей), (d' — диаметр сопряжения, γ — отношение диаметра сопряжения к наружному диаметру охватывающей детали, χ — поправочный коэффициент, который определяется в зависимости от отношения длины охватывающей детали к посадочному диаметру

Коэффициенты К_аσ, а_σ, q_σ, К_р, χ для сталей с пределом прочности σ_в = 400—500 МПа определяются по соответствующим графикам, представленным на рис 2.37. Величина допустимого коэффициента запаса сопротивления усталости [n] оси колесной пары принимается равной для шейки 1,9; для подступичной и заредукторной частей оси 1,3. Расчет по приведенной методике следует рассматривать как предварительный при выборе конструкционных размеров. Уточненный расчет проводится по ОСТ 3293-97.

Буксові вузли. Ресорне підвішування.

Опорно-повертаючі пристрої.

Гальмівні пристрої.

§2.12. Буксовые узлы.

Под буксовым узлом понимают комплект деталей, состоящий из корпуса буксы с крышкой, подшипника и уплотнительных устройств. Буксовые узлы предназначены для передачи нагрузок от подрессоренных масс кузова и тележек на шейки осей колесных пар, а также сил тяги и торможения, боковых усилий от колесных пар на раму (так называемых рамных сил). Кроме того, буксовые узлы ограничивают продольные и поперечные перемещения колесной пары относительно рамы.

Вертикальные нагрузки на буксовые узлы при колебаниях во время движения локомотива возрастают в 1,3—1,7 раза по сравнению со статическими. Увеличивают напряженное состояние элементов буксового узла продольные тяговые и тормозные усилия, достигающие более 30 кН, удары колес на стыках, вызывающие вертикальное ускорение букс более 10g. На буксовый узел действует рамная сила, величина которой около 80—90 кН.

Конструкции буксовых узлов весьма разнообразны, они различаются по способу передачи тяговых и тормозных усилий, передачи вертикальных нагрузок, а также по типу подшипников и другим характеристикам.

Основные требования к конструкции буксовых узлов в зависимости от условий эксплуатации: точность, надежность, вибрационная и ударная стойкость, жесткость, охлаждение, техническая диагностика, удобство сборки и разборки при ремонте, экономичность и энергосбережение, экологичность.

В зависимости от типа рам буксы бывают разъемные (при внутренних относительно колес рамах) и закрытого типа (при внешних главных и тележечных рамах). Наибольшее распространение получили буксы закрытого типа.

Основной частью букс являются подшипники, в которых вращаются шейки осей. Подшипники могут быть двух типов: трения скольжения и трения качения. Конструкция букс с подшипниками качения — роликовыми значительно сложнее, чем с подшипниками скольжения. Подшипники скольжения применялись в отечественных электровозах выпуска до 50-х гг. XX века, а также в первых серийных тепловозах ТЭ1 и ТЭ2. С конца 50-х гг. в отечественных локомотивах используются только подшипники качения, ввиду их многочисленных преимуществ: значительное снижение сопротивления движению во всем диапазоне скоростей, которое мало зависит от температуры воздуха и времени года, а сопротивление движению при трогании с места снижается на 85 % от сопротивления, создаваемого подшипниками скольжения; уменьшение расхода цветных металлов; отсутствие подбивки, фитилей и т.п.; снижение расхода смазки более, чем в 5 раз; отсутствие необходимости в повседневном уходе, так как ревизия букс

с роликоподшипниками проводится один раз в 6 месяцев, что значительно сокращает эксплуатационные расходы; исключено загрязнение окружающей среды (балласта и рельсов) от потерь смазки.

Буксы, используемые в локомотивах, можно условно классифицировать на три основных типа, принципиально различающихся по конструктивным особенностям: челюстные, бесчелюстные (поводковые) и с цилиндрическими направляющими. Последний тип букс применен на чешских электровозах ЧС2,ЧС6,ЧС7,ЧС8 и др.

Челюстные буксы. Челюстными буксами оборудованы колесные пары тепловозов М62, 2ТЭ10Л, ТЭМ2, ТЭМ2У, ТГМ4, ТГМ6. Поперечное перемещение колесной пары ограничивается приливами корпуса челюстной буксы. Такие буксы комплектуют цилиндрическими и сферическими роликовыми подшипниками различных типов. Существенным недостатком челюстных букс является наличие зазоров между корпусами букс и буксовыми направляющими рамы тележки, вследствие чего колесная пара с буксами может свободно перемещаться в продольном и поперечном направлениях. Ввиду износа направляющих возрастают продольные и поперечные перемещения колесных пар, повышающие склонность тележек к вилянию в прямых и увеличивающие углы набегания колесных пар в кривых участках пути, что приводит к повышению динамических нагрузок, действующих на локомотив в горизонтальной плоскости, и к увеличенному износу гребней колес. Сила трения между направляющими буксы и рамы тележки препятствует ее свободному вертикальному перемещению вместе с колесной парой относительно рамы. Продольные, а при отсутствии упругого осевого упора и поперечные удары передаются жестко на раму тележки. Буксовые и рамные наличники, работающие в условиях полусухого трения, сильно изнашиваются.

В буксе тепловоза 2ТЭ10Л (рис. 2.38) передача нагрузки на корпус 11 осуществляется через арку 15, в которую вставлены опоры балансиров 14. Благодаря уменьшению нагруженности подшипников при арочной системе опирания в буксе используются подшипники меньших размеров по сравнению с буксой тепловоза ТЭЗ, что значительно уменьшает габариты и вес всей буксы.

В переднюю крышку 9 вварена диафрагма 10 с отбуртовкой, разделяющая полость подшипников и полость упора и препятствующая смешиванию смазок. Для смазывания подшипников применяются консистентные смазки, которые заправляются в полость подшипников при сборке буксы. Для пополнения смазки служит отверстие, закрываемое пробкой 23.