Шарниров автосцепок в поперечном направлении

Тип машины	Значение x при проходе, м
S-образная кривая	Сопряжения прямой и кривой R¢=¥
в сцепе с «эталонным» вагоном	в сцепе с однотипной машиной
Двухосная или на двухосных тележках	0,032	0,002	0,043
На трехосных тележках	0,019	– 0,057	0,049

 

Отклонения шарниров от условной оси X:

 

(2.27)

 

 

где l _Т, l ^’_Т - половина жестких баз ходовых тележек, м.

Полученное значение угла a поворота автосцепки сравнивается с допустимым значением a_max» 12⁰.

При определении геометрических параметров экипажной части путевой машины оценивается ее возможность автоматического сцепления с другой единицей подвижного состава в сопряжении прямой и круговой кривой (рис. 2.16, а). В этом случае имеют место поперечные относительные смещения захватных частей двух автосцепок, которые на должны превосходить предельного значения, определяемого по формуле:

 

(2.28)

где B _a’ - полная ширина захвата при параллельных продольных осях автосцепок, м; n - расстояние от шкворневого узла до центра зацепления автосцепки. м. Для автосцепки СА-3 B _a’ = 0,175 м.

 

Эффективная ширина захвата автосцепки, м:

(2.29)

 

 

где l - дополнительное поперечное отклонение центров автосцепок, l = 0,026 м.

Подвижной состав, для которого предусмотрен роспуск с горок, проверяется на возможность прохождения горки с радиусом горба R _Г = 250 м и уклоном скатывания 52 ⁰/₀₀. При прохождении горки изменяется взаимное положение по высоте сцепленных автосцепок. Размер этого смещения зависит от профиля горки и линейных размеров машины и вагона, длины консоли, высоты автосцепки. Для того чтобы путевая машина без саморасцепа могла проходить горки должно выполняться условие:

 

(2.30)

где h - первоначальная разность высот автосцепок у двух смежных машин. В соответствии с правилами ПТЭ Российских железных дорог h =50 - 110 мм; h _г - допускаемое смещение на горке, определяемое по графику или по таблице [39]; h _д - допускаемая разность высот автосцепок; для автосцепки СА-3 - 180 мм, а модернизированной - 250 мм,

Путевая машина оснащена сложным рабочим оборудованием, системами привода и управления, требующими точной настройки, которые повреждаются при толчках и ударах на маневрах. Инструкциями по эксплуатации большинства машин запрещается их толкание на маневрах, а также спуск с горки как самостоятельно, так и погруженных на платформы.

 

Развеска путевой машины при работе и

Транспортировании

Развеска путевой машины - это распределение нагрузок (осевых) между ее колесными парами на рельсы при работе или транспортировании. Цель расчета заключается в проверке условия соответствия расчетной нагрузки максимально допустимому значению. На сети ОАО «РЖД» без ограничений статическая осевая нагрузка в транспортном состоянии не должна превышать 228 … 245 кН (25,25 … 25 тс) [39]. При работе некоторых путевых машин (путеукладчики, ВПО-3000) осевые нагрузки могут достигать 330 кН. В этом состоянии машина перемещается с малой рабочей скоростью или стоит на месте.

Для возможности пропуска машин по искусственным сооружениям определяется погонная нагрузка машины на путь, которая не должна превысить допустимого значения q _П= 102,9 кН/м (10,5 тс/м) [57]. Погонная нагрузка: q _П= G _М/ L _АС(G _М – вес машины, кН; L _АС– длина машины по осям автосцепок, м).

Статические осевые нагрузки оцениваются в транспортном состоянии машины и при ее работе. Сначала определяется распределение весовых нагрузок, а затем, при необходимости, по принципу суперпозиции они суммируются с вертикальными составляющими рабочих нагрузок.

Положение центра тяжести машины определяется относительно шкворневого узла одной из ходовых тележек (используя уравнение статических моментов сил), м:

(2.31)

 

где G_i – вес i -го конструктивного элемента, кН; X _Ц1i – расстояние от шкворневого узла 1-й тележки до i -го конструктивного элемента (принимается отрицательным, если центр тяжести элемента расположен в консольной части за шкворневым узлом этой тележки, в остальных случаях – положительным), м;

Для машин, предусматривающих погрузку на платформы при транспортировании на дальние расстояния (ВПР, ПБ и др.) информация о положении центра тяжести машины дает возможность определить места для строповочных проушин. Кроме того, она позволяет рационально расположить машину вдоль платформы.

Если конструкция ходовой тележки позволяет равномерно распределить статическую нагрузку между колесными парами, то осевые нагрузки, соответственно, для 1-й и 2-й тележек:

(2.32)

 

где G _М – вес машины, равный сумме весов конструктивных элементов, кН; l – жесткая (шкворневая) база (см. рис. 2.23), м; n _К1, n _К2 – количества колесных пар 1-й и 2-й ходовых тележек.

В результате расчета силовых параметров рабочих органов определяются вертикальные составляющие нагрузок, передаваемые на колесные пары. Дополнительные вертикальные силы, действующие на колесные пары, определяются аналогично весовым нагрузкам, с определением положения условного центра приложения равнодействующей относительно 1-й тележки, м:

 

(2.33)

 

где G_Рj – вертикальная составляющая j -й рабочей нагрузки, кН; X _{Р1 j} – расстояние от точки приложения нагрузки до шкворневого узла 1-й тележки.

Составляющие осевых нагрузок 1-й и 2-й тележек, вызванные рабочими органами машины, кН:

 

(2.34)

 

 

Осевые нагрузки при работе машины, кН:

 

(2.35)

 

При создании новой путевой машины точное значение весовых характеристик определяется в результате разработки рабочего проекта. На ранних стадиях проектирования (техническое предложение, эскизный проект) веса части конструктивных элементов известны из каталогов, а веса вновь разрабатываемых элементов предварительно могут быть приближенно определены по весам аналогичных элементов других машин. При выполнении курсового и дипломного проектов рекомендуется пользоваться укрупненными показателями наиболее характерных для путевых машин элементов конструкции (табл. 2.3).

Таблица 2.3 Оценка масс конструктивных элементов

путевой машины по укрупненным показателям

Наименование показателя для оценки массы элемента	Единица измерения	Значение	Примечание
Масса фермы (электробалластеры, снегоочистители, ВПО, ЩОМ)	кг/м^2	900-1300	По площади боковой поверхности
Кабины с пультами управления и капоты (тяжелое оборудование учитывается отдельно)	кг/м^2	240-300	По площади боковой поверхности
Рамы (грузовые дрезины и машины на их базе, моторные платформы путеукладчиков, ВПР, роторные снегоочистители, хоппер-дозаторы)	кг/м	900-1300	По погонной длине рамы
Дозаторы, планировщики, выгребные устройства и др.	кг/м^2	180-320	По площади боковой поверхности для правой и левой сторон
Подвеска виброплит машин непрерывного действия	кг/м^2	760-800	По площади боковой поверхности
Подъемно-рихтовочные устройства	кг/м^2     кг/кН	500-700     10-26	По площади боковой поверхности. По подъемной силе
Грохоты, роторные снегоочистительные устройства, питатели снегоуборочных машин	кг/м^2	800-1300	По площади боковой поверхности
Ленточные транспортеры	кг/м^2	140-200	По площади рабочей ветви
Пластинчатые транспортеры	кг/м^2	700-1000	По площади рабочей ветви
Ходовые тележки грузовых вагонов, типа: 18-100 18-102 18-101	кг
Трехосная ходовая тележка тепловоза	кг
Неприводные тележки	кг/м	2400-2500	По длине базы тележки
Приводные тележки тепловозов	кг/м	5800-6000	По длине базы тележки
Приводные тележки машин класса ВПР, ДСП и т.д.	кг/м	4100-4300	По длине базы тележки
Колесная пара с буксовыми узлами диаметром 950 мм	кг	1300-1400
Приводная колесная пара двухосной машины	кг	(1,5¸1,6)m	m – масса колесной пары
Автосцепка с поглощающим аппаратом	кг

 

Весовые характеристики применяемых на путевых машинах дизелей и дизель-электрических агрегатов можно найти в табл. 2.1. При расчете развески машины часть конструктивных элементов имеют точные (достоверные) весовые характеристики из каталогов, а для других - определены приближенно (с погрешностью). В этих случаях используют метод приближенных весовых коэффициентов.

 

 

Устойчивость путевой машины

 

Устойчивость путевой машины - это способность противостоять внешним силам, стремящимся отклонить от заданного направления движения и привести к сходу с рельсовой колеи, вызвать продольное или поперечное опрокидывание. При работе, транспортировании и стоянке путевой машины на нее воздействуют различные по причинам возникновения и характеру статические и динамические нагрузки. Потеря устойчивости машины происходит относительно ребра опрокидывания (левой, правой) рельсовой нити или точки опрокидывания. Критические условия устойчивости [14, 39, 75]:

– поперечное опрокидывание при движении или на стоянке вследствие действия опрокидывающих моментов сил, спроектированных на поперечную вертикальную плоскость;

– продольное опрокидывание при движении или на стоянке вследствие действия опрокидывающих моментов сил, спроектированных на продольную вертикальную плоскость;

– сход с рельсов вследствие передачи на колесные пары боковых сил, например, вызванных взаимодействием рабочего органа и пути или при наличии больших продольных сил в поезде, вызывающих боковые силы в кривых.

Рассмотрим поперечную устойчивость путевой машины при движении в кривой заданного радиуса R, м, и с возвышением наружного рельса h _В, м, рис. 2.17. Корпус машины через рессорные комплекты, имеющие суммарную жесткость с одной стороны k _Ж, опирается на две ходовых тележки. При расчете все силы, действующие на корпус и тележки, проектируются на поперечную плоскость (расчетная модель двух связанных упруго дисков).

В точках опрокидывания A и B по линии колес действуют реакции рельсов R _A и R _B, кН. На машину действуют нагрузки: G _К и G _Т – веса корпуса и тележек, кН; Q _К и Q _Т центробежные силы корпуса и тележек, связанные с движением к кривой, кН; P _ВК и P _ВТ – напоры ветра на корпус и тележки, кН; W _РН – рабочая, кН. Нагрузки приложены в соответствующих центрах тяжести и парусности корпуса и тележек на плече от УВГР.

Нагрузки, приложенные к корпусу, стремятся вызвать его боковой наклон («заваливание»), который вызывает смещение его центра тяжести и ухудшает устойчивость машины. С увеличением жесткости рессорных комплектов такой наклон уменьшается. Машины, которые имеют далеко выносимые рабочие органы, оснащаются либо блокировкой рессор, либо часть опрокидывающих моментов передают на тяговый модуль. В первом случае расчетная схема упрощается до анализа устойчивости одного жесткого диска.

Смещение и поворот корпуса вокруг центра упругости C вызван моментами приложенных сил. Величина смещения d центра тяжести кузова, определенная из равновесия моментов, м:

 

(2.36)

 

В расчетной модели принято, что cosa = 1 ввиду малости угла, поэтому вертикальная составляющая G _КВ разложения веса корпуса равна его весу G _К. Разложением сил Q _К, P _ВК и W _РН пренебрегаем, поэтому считаем, что они, вместе с горизонтальной составляющей G _КГ, условно направлены параллельно УВГР.

Угол наклона корпуса на рессорах, град:

(2.37)

 

Все активные силы, действующие на машину, можно привести к равнодействующей силе F, которая, помимо величины (модуля) характеризуется направленностью и линией действия рис. 2.17, б. Опрокидывания не произойдет, если линия действия силы F будет проходить через опорную площадь на уровне головок рельсов между точками A и B. Точка пересечения C отражает критерий устойчивости:

(2.38)

 

где S - расстояние между точками возможного опрокидывания, м; e - расстояние от точки пересечения равнодействующей активных сил опорного контура до его середины, м.

Вертикальная составляющая F _в разложения равнодействующей распределяется между опорными точками A и B, вызывая реакции рельсов P _A и P _B. Составим два уравнения равновесия системы:

 

(2.39)

 

Решая совместно эти уравнения, найдем критерий устойчивости:

(2.40)

 

Реакции рельсов R _А и R _В определятся из условий равновесия сил относительно точек возможного опрокидывания A и B, кН:

 

(2.41)

 

 

(2.42)

 

 

В формулах угол наклона УВГР к горизонту, град:

 

(2.43)

 

Центробежные силы инерции корпуса и тележек, кН:

 

(2.44)

 

где m _К, m_Т – массы корпуса и тележек, кг.

При расчетах устойчивости принимается, что ветровое давление на боковую поверхность корпуса и тележек машины составляет p _В = 0,5 кПа. Соответственно, силы P _ВК и P _ВТ определяются умножением подветренных площадей на ветровое давление, а условные точки приложения этих сил – центры парусности – определяются из уравнений статических моментов элементов, составляющих площадь.

Положения центров тяжести корпуса и тележек относительно УВГР определяются из уравнений статических моментов весов элементов их конструкции. Веса составляющих элементов определяются в процессе выполнения развески конструкции машины или экспериментально путем непосредственного взвешивания ее конструктивных элементов.

Если машина имеет значительные по длине консольные части, в которых действуют вертикально направленные нагрузки (путеукладчики, дрезины с крановым оборудованием, головные снегоуборочные машины, роторные снегоочистители и др.), то возникает необходимость оценить ее продольную устойчивость. Для двухосной машины предполагаемым ребром опрокидывания является колесная пара, а для машины с тележечной конструкцией экипажной части – шкворневые узлы соединения тележек с корпусом. В этих случаях коэффициент поперечной (продольной) устойчивости n _пр определяется по известной зависимости Госгортехнадзора:

(2.45)

 

где – сумма моментов удерживающих сил; – сумма моментов опрокидывающих сил.

Устойчивость колесной пары против схода с рельсов обусловлена соотношением действующих вдоль ее оси горизонтальных (боковых и направляющих) и вертикальных нагрузок. Наибольшие горизонтальные усилия возникают при движении машины в кривой (рис. 2.18). К силовым факторам, возникающим при работе на прямом участке пути, в кривой добавляются силы, приложенные к колесным парам, поворачивающим машину или ее ходовые тележки в плане. В результате наблюдается та или иная установка машины или тележки в колее, определяющая ее схему вписывания в кривую, а значит и возникающие силы.

При хордовой установке (рис. 2.18, б) тележки вследствие значительности боковой силы H _б, колесные пары 1 и 2 прижимаются гребнями к наружному рельсу кривой. В результате в контактах гребней колесных пар и рельсов возникают боковые направляющие силы Y ₁ и Y ₂, отклоняющие тележку от прямолинейного направления движения. Центр (полюс поворота) тележки C совмещен с началом координатной системы 0XY и привязан к шкворневому узлу тележки. Такая установка на путевой машине возникает вследствие действия значительных боковых нагрузок при работе.

При свободной установке тележки (см. рис. 2.28, а) к внешнему рельсу кривой прижимается передняя по направлению движения колесная пара 1, а колесная пара 2 устанавливается в колее в положение, при котором ее гребни не касаются рельсов. Появляется одна направляющая сила Y ₁, отклоняющая тележку от прямолинейного направления движения. В этом случае полюс поворота C смещается назад на величину a.

При движении в точках контакта колеса с рельсом появляются силы трения F = f ´ P _к (f – коэффициент трения скольжения; P _к – сила вертикального давления колеса на рельс). В упрощенной схеме расчета принимаем равномерное распределение вертикальных нагрузок между колесными парами.

В зависимости от соотношения действующих на машину рабочих нагрузок возможны схемы установки тележки или двухосной машины в колее: свободная, хордовая, перекосная (заклиненная), принудительная.

Для решения вопроса о схеме установки тележки в кривой используют метод пробных установок [14, 39, 59, 75]. В соответствии с ним сначала предполагается хордовая установка тележки по внешнему рельсу (см. рис. 2.28, а) и анализируются уравнения равновесия моментов и проекций сил на ось y:

 

(2.46)

 

Полюсное расстояние в этом случае a = 0. После соответствующих подстановок и решения уравнений получим:

 

(2.47)

 

В последнем выражении:

(2.48)

 

Если в результате вычислений получится, что: Y ₁ > 0 и Y ₂ > 0, то имеет место хордовая установка тележки по внешнему рельсу кривой; Y ₁ < 0 и Y ₂ < 0 - хордовая установка по внутреннему рельсу (редкий случай, но возможный для путевой машины в рабочем режиме). В этих двух случаях расчет направляющих усилий считаем завершенным. Случаи: Y ₁ > 0 и Y ₂ < 0 или Y ₁ < 0 и Y ₂ > 0 дают основание предположить установку тележки в кривой с перекосом и прижимом гребней передней и задней колесных пар к разным рельсам.

Если: Y ₁ > 0 и Y ₂ < 0 также возможна и свободная установка тележки в кривой (см. рис. 2.18, б). Рассмотрим этот расчетный случай. Используя метод пробных установок, в котором тележка представляется прямолинейным отрезком 1-2 (рис. 2.18, в) и находится между двумя ограничивающими дугами. Положение отрезка 1-2 соответствует хордовой установке, а положение 1-2¢ - установке с перекосом. При установке с перекосом центр поворота тележки смещается в положение C ¢ на полюсное расстояние a _max:

(2.49)

 

где a - угол набегания гребня колесной пары 1 на внешний рельс при установке тележки в кривой с перекосом (a = b + g, где b - угол перекоса тележки в колее; g - угол набегания на внешний рельс колесной пары 1 при хордовой установке тележки).

Составляющие углы:

 

(2.50)

 

где S _max,, d _max - максимальная ширина колеи в кривой и минимальное расстояние между расчетными точками гребней колесной пары с учетом допусков и износа (d _max = 1487 мм).

Составив в соответствии с (2.48) систему уравнений равновесия и решив ее относительно направляющих сил, получим:

 

(2.51)

 

 

где a - полюсное расстояние (в конкретном случае установки тележки с перекосом a = a _max.

Углы и радиусы (см. рис. 2.18, б) определяются по формулам:

(2.52)

 

Если в результате расчета установки тележки с перекосом окажется, что Y ₁ > 0 и Y ₂ < 0, то расчет направляющих усилий заканчивается. При Y ₂ < 0 наблюдается свободная установка тележки, обеспечивающая устойчивое движение машины. Для точного определения направляющей силы Y ₁ выполняется итерационная вычислительная процедура, в которой точка 2 ¢ (см. рис. 2.18, в) с определенным шагом приближается к точке 2, при этом производятся вычисления направляющих сил. Когда с наперед заданной точностью выполнится условие Y ₂ = 0, расчет останавливается, а значение Y ₁ является результатом расчета. Полученная горизонтальная реакция рельса Y ₁ - направляющая сила является основным параметром при составлении динамического паспорта Y ₁ = f (v) машины и расчете устойчивости против схода с рельсов.

Во время движения на направляющую колесную пару в кривой действуют силы, приложенные (рис. 2.19): Y - к гребню колеса направляющая сила; F _тр - горизонтальные силы трения в месте контакта колеса с каждым рельсом; Y _р - рамная сила, направленная по оси колесной пары Y _р1= Y - F _тр; Р ₁ и Р ₂ - вертикальные силы активной нагрузки, кН. Направляющая сила Y, приложенная к гребню колеса и внутренней грани головки рельса, - основной параметр износа этих элементов. От действующих сил в контакте гребня с рельсом возникают: сила N - реакция рельса, направленная перпендикулярно рабочей поверхности гребня по оси x, наклоненной к горизонтали под углом b_р; F _тр = f N - сила сцепления (вкатывания колеса на рельс), действующая в направлении оси y. В расчетах коэффициент трения скольжения принимаеся f = 0,25. На путевых машинах колесные пары имеют вагонный профиль поверхности катания, для которого b_Р = 60⁰.

При неблагоприятном сочетании сил взаимодействия колеса с рельсом, кроме поперечного или продольного опрокидывания машины, может происходить вползание гребня набегающей колесной пары машины (тележки) на головку рельса с последующим сходом с рельсов.

Происходит это в тех случаях, когда горизонтальные силы бокового прижатия гребня к рельсу Р _г = У _р1 + fР ₂ и силы трения гребня о рельс, становятся настолько большими, что колесо под действием этих сил поднимаясь вползает на поверхность катания головки рельса, опираясь только на выкружку гребня. Вползание происходит в плоскости оси y под углом b_Р = 60⁰. В этом случае вертикальная нагрузка Р _в= Р ₁ не может преодолеть силу трения подъем колеса и прижать его к поверхности катания головки рельса и соскользнуло в низ. Продолжая движение, колесо своим гребнем вкатывается на поверхность катания головки рельса и под действием горизонтальных сил перекатывается через головку рельса и сходит с рельса. Чем больше отношение силы Р _г к силе Р _в, тем вероятность схода больше.

Сходы происходят чаще там, где вследствие плохого содержания кривой в плане возникают силы боковых толчков, особенно если толчки совпадают с частичной разгрузкой колеса из-за неровностей пути в продольном профиле. Разгрузка колеса будет тем больше, чем большая жесткость рессор ходовых устройств и амплитуда неровностей пути на длине базы машины. Сходы подвижного состава с рельсов могут возникать и по причине заедания в подпятниковых (шкворневых) узлах, значительных сил трения в скользунах (номинальный зазор в скользунах 10...20 мм), при разнотипных рессорах и др. случаях.

Для оценки устойчивости расчетное соотношение вертикальной и горизонтальной силы сравнивается с критическим соотношением по формуле:

(2.53)

 

Критическое значение коэффициента запаса устойчивости против схода с рельсов соответствует грузовым вагонам [1].

Уравнения равновесия сил в системе координат Oxy:

(2.54)

 

 

Отсюда критическое соотношение вертикальных и горизонтальных нагрузок в рассматриваемой точке контакта:

 

(2.55)

 

Тогда коэффициент запаса устойчивости против схода с рельсов:

(2.56)

 

 

На рис. 2.19 показаны действующие на колесную пару нагрузки в наиболее опасной ситуации. В этом случае вертикальная нагрузка P _В = P ₁, т.е. равна вертикальному давлению колеса 1 с учетом динамики движения. Горизонтальная составляющая активной нагрузки P _Г = Y _Р1 + P ₂ f (где Y _Р1 - сила, передаваемая от экипажа машины при работе или транспортировке (рамная сила), P ₂ f - сила трения, вызванная боковым скольжением колеса при движении в кривой.

Подставив значения, получим окончательную формулу для оценки коэффициента запаса устойчивости колесной пары против схода с рельсов:

 

(2.57)

 

При движении машины с транспортной скоростью или при повышенной рабочей скорости (например, плуговой снегоочиститель) в расчет принимаются также динамические нагрузки. На рисунке P ₁, P ₂ - силы вертикального давления набегающего и противоположного колеса на рельс. При наиболее неблагоприятном сочетании сил сила P ₁ вычисляется с учетом динамики, вызывающей в некоторые моменты движения частичную разгрузку колеса [14]:

(2.58)

 

где P _1ст, P _cn - статические нагрузки: набегающего колеса и средняя нагрузка по тележке, кН; q - неподрессоренный вес, приведенный к одному колесу (для тележки 18-100 q = 9,4 кН; для тележки 18-102 q = 10,7 кН; для колесной пары диаметром 950 мм с буксами и осевым редуктором q = 8-12 кН), кН; k _,д - коэффициент динамики (k _,д = 0,28; 0,35; 0,43; 0,55; 0,60 при скоростях движения машины V _м = 60; 70; 80; 90; 100 км/ч соответственно.

Горизонтальная сила Y _р1д, называемая рамной силой, вычисляется также с учетом динамики по конкретной расчетной схеме. Сила P ₂ в расчетной схеме учитывается как статическая, так как она обусловливает силу трения бокового скольжения P ₂ f.