Оценка прочности оси колесной пары дифференциального исполнения

УДК 629.46.027

ОЦЕНКА ПРОЧНОСТИ ОСИ КОЛЕСНОЙ ПАРЫ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОГО ИСПОЛНЕНИЯ

1 9

© Е.В. Чупраков1, О.В. Мельниченко2

Иркутский государственный университет путей сообщения, 664074, Россия, г. Иркутск, ул. Чернышевского, 15.

Разработана методика сравнительной оценки на прочность осей колесных пар дифференциального и типового исполнения. Проведена численная оценка осей колесных пар дифференциального и типового исполнения для случая движения четырехосного груженого грузового вагона. По результатам данной оценки можно сделать вывод, что полученные показатели прочности предлагаемой оси колесной пары дифференциального исполнения удовлетворительны для всех расчетных сечений оси. Ил. 1. Табл. 5. Библиогр. 5 назв.

Ключевые слова: прочность ходовых частей вагона; колесная пара; ось.

DIFFERENTIAL WHEELSET AXLE STRENGTH ASSESSMENT E.V. Chuprakov, O.V. Melnichenko

Irkutsk State University of Railway Engineering, 15 Chernyshevsky St., Irkutsk, 664074, Russia.

The authors develop the methods to assess the differential wheelset axle strength as compared with the strength of the typical axle. Differential and typical wheelset axles have been subjected to numerical evaluation in the model of four-axle loaded freight car motion. The evaluation results lead to the conclusion that the obtained strength values of the proposed differential wheelset are satisfactory for all calculated cross sections of the axle. 1 figure. 5 tables. 5 sources.

Key words: undercarriage strength; set of wheels (wheelset); axle.

Последние 25 лет на российских железных дорогах обострилась проблема устойчивого взаимодействия системы «колесо-рельс». На эту проблему компания ОАО «РЖД» ежегодно выделяет средства, исчисляемые в млрд. рублей. Устранение первопричин, ухудшающих устойчивое взаимодействие в системе «колесо-рельс», требует новых технических решений. Одним из таких решений является разрабатываемая авторами на кафедре электроподвижного состава ИрГУПСа новая конструкция оси колёсной пары вагона дифференциального исполнения, обеспечивающая независимость вращения колес, которая устанавливается на место типовых колесных пар в тележке вагона и позволяет значительно снизить продольное проскальзывание колес при движении в кривых участках пути [1].

Одним из основных недостатков конструкции оси колесной пары дифференциального исполнения на основании эскизного проекта является её увеличенный вес в сравнении с осью типового исполнения (табл. 1), что может неблагоприятно сказаться на динамике движения подвижного состава и вертикальном воздействии предлагаемых колесных пар на рельсовый путь. Поэтому для снижения веса и разработки оптимальной конструкции оси колесной пары дифференциального исполнения необходима методика её оценки на прочность. Целью данной статьи является разработка метода и проведение сравнительной оценки осей колесных пар вагона типового исполнения [5] и предлагаемого дифференциального.

Оценку прочности осей предлагается выполнять в одинаковых условиях их нагружения. При этом принимаем, что ось колесной пары дифференциального исполнения изготавливается из той же стали и подвергается тому же виду поверхностного упрочнения накатыванием роликами по всей длине, что и типовая ось колесной пары. При разработке методики оценки предлагаемой оси колесной пары на прочность за основу была взята методика расчета типовой оси, приведенная в нормах расчета и проектирования вагонов [2].

Согласно основным положениям данной методики расчет новой оси типового исполнения колесной пары при ее проектировании или оценке прочности выглядит следующим образом. Ось колесной пары вагона работает в режиме знакопеременных деформаций. Число циклов за срок ее службы весьма велико, а загруженность носит вероятностный характер. В этих условиях несущая способность оси определяется вероятностным методом на сопротивление усталостному разрушению с учетом действующих на нее нагрузок и нестационарного режима нагружения. В основу данной методики положен принцип учета накопления усталостных повреждений металла детали в процессе эксплуатационных нагружений переменного нестационарного характера. Существенный вклад

1Чупраков Егор Владимирович, ассистент кафедры электроподвижного состава, тел.: 89025768319, e-mail: ChuprakovEV@mail.ru

Chuprakov Egor, Assistant Lecturer of the Department of Electric Rolling Stock, tel.: 89025768319, e-mail: ChuprakovEV@mail.ru

2Мельниченко Олег Валерьевич, кандидат технических наук, доцент кафедры электроподвижного состава, тел.: 89021702437, e-mail: Melnichenko@irgups.ru

Melnichenko Oleg, Candidate of technical sciences, Associate Professor of the Department of Electric Rolling Stock, tel.: 89021702437, e-mail: Melnichenko@irgups.ru

в решение этой проблемы внесен Ю.М. Черкашиным, который вывел формулу (2), используя найденную Н.Н. Кудрявцевым закономерность в распределении действующих нагрузок [3].

Таблица 1

Масса конструктивных элементов, необходимых для оценки прочности осей _колесных пар типового и дифференциального исполнения_

Элемент Масса, кг

Исполнение колесной пары

Типовое (РУ1Ш) Дифференциальное

1. Колесная пара в сборе с буксовым узлом ткп сб=1390 mm сб=1613

1.1. Колесная пара без буксовых узлов ткп=1221,5 rnm=1444,5

1.1.1. Ось тось=402 mось=625

1.1.1.1. Консольная часть оси (от торца оси до плоскости круга катания колеса) m^=44,35

1.1.1.2. Средняя часть оси (между плоскостями кругов катания) тс= тось-2-тш m<;=313,3 mc=536,3

1.1.2. Цельнокатаное колесо 0957 mR=409,75

1.2. Масса одного буксового узла m6=84,25

2. Половина массы боковой рамы тележки типа 18-100 m,5=199,5

3. Необрессоренные части, приходящиеся на шейку оси, включая её собственный вес: тЕ = тб + тш + тР m =328,1

4. Необрессоренные части, приходящиеся от колеса на рельс: тнк = 0,5 • ткп + тб + тр mNK=894,5 Mнк=1006

В качестве основных критериев сравнения при оценке прочности осей дифференциального и типового исполнения были приняты нормальное напряжение от изгиба и коэффициент запаса сопротивления усталости, которые определяются для расчетных сечений оси соответственно по формулам (1) и (2).

Нормальное напряжение от изгиба в расчетных сечениях, вызываемых приложением к оси внешних сил от действия вертикальной статической и расчетной (максимально суммарной) а, нагрузок:

о* = ^ а =

т wi

где Мст , М1 - соответственно изгибающие моменты в расчетном сечении оси от действия статической и расчетной нагрузок; W¡ - момент сопротивления расчетного сечения оси, м3, принимаем по табл. 3; I - номер расчетного сечения.

Вычисление нормальных напряжений от изгиба происходит как от статически действующей нагрузки (ось рассматривается как не вращающаяся балка, подверженная воздействию изгибающих моментов) путем рассмотрения сил, действующих на колесную пару. Результатом данных расчетов является вычисление реакции конструкции колесной пары, подвергнутой воздействию заданных условий среды ограничений и нагрузок при двух (статическом и расчетном) режимах нагружения. Поэтому оценку осей такого рода следует считать условной, так как результаты расчета не дают возможности прогноза разрушения от усталости. Но при этом результаты статического исследования необходимы в качестве основы для определения исследования усталости, а также при сравнении численных значений напряжений от изгиба в типовой конструкции и конструкции оси дифференциального исполнения.

Так как расчет оси колесной пары типового исполнения можно произвести по известной методике [2, 3], представим основные результаты её расчета в табл. 5.

Подробно рассмотрим порядок оценки прочности оси колесной пары дифференциального исполнения. Для проведения её расчета определены основные геометрические размеры, а также необходимые длины участков, представленные в табл. 2.

В связи с тем что конструкция оси колесной пары несимметрична и состоит из двух полуосей, для нахождения максимальных значений изгибающих моментов в расчетных сечениях от действия расчетной нагрузки рассматриваются две расчетные схемы. Первая расчетная схема (рис. 1,б) рассматривает случай, когда суммарная вертикальная расчетная нагрузка приложена со стороны полуоси из сплошного сечения, а вторая (рис. 1,в) - ко-

гда та же нагрузка приложена со стороны полуоси с полым сечением. Сравнительная оценка прочности осей типового и предлагаемого дифференциального исполнений производится для расчетных сечений, параметры которых представлены в табл. 3. При рассмотрении расчетных схем на рис. 1 видно, что основные отличия оси колесной пары дифференциального исполнения от типового заключаются в конструктивном изменении её средней части. При проведении сравнительного расчета прочности принятых осей численные значения необходимых параметров, применяемых в расчетных формулах при определении изгибающих моментов, приняты как для груженого грузового четырехосного вагона согласно [2].

Таблица 2

Геометрические размеры колёсной пары дифференциального исполнения_

Геометрический размер колесной пары Размер, м

Общая длина оси колесной пары 2,216

Длина буксовой шейки оси 0,190

Длина предподступичной части оси 0,076

Длина подступичной части оси 0,250

Расстояние между кругами катания 2S=1,580

Расстояние между центрами приложения нагрузок 2b2=2,036

Радиус колеса по кругу катания rk=0,4785

Расстояние от линии приложения силы P1 до сечения I-I l1=0,075

Расстояние от линии приложения силы P1 до сечения II-II l2=0,093

Расстояние от линии приложения силы P1 до сечения III-III l3=0,220

Расстояние между линиями приложения сил PM1 и P1 /4=0,15

Расстояние между линиями приложения сил Ph2 и P2 /5=0.15

Расстояние между сечениями III-III и V-V Ц=0,355

Расстояние между сечениями III-III и IX-IX 1_п=0,355

Расстояние между подшипниками в оси колёсной пары L=0,870

Расстояния между сечениями III-III и IV-IV 1_л1=0,2075

Расстояния между сечениями IV-IV и V-V ЦЙ=0,1475

Расстояния между сечениями V-V и VI-VI L|=0,435

Расстояния между сечениями VI-VI и VIII-VIII L2=0,435

Расстояния между сечениями VIII-VIII и IX-IX Lni=0,1465

Расстояния между сечением IX-IX и III-III Lp2=0,2085

Поочередно рассмотрим каждый из режимов нагружения и определим действующие на ось силы и реакции опор, а также рассчитаем значения изгибающих моментов в каждом расчетном сечении по формулам, приведенным в табл. 4.

После определения изгибающих моментов в расчетных сечениях вычисляются напряжения по формуле (1). При расчете осей на усталостную прочность действие амплитуд напряжений для нестационарного режима нагружения приводится к действию эквивалентного стационарного режима при амплитуде апр, которая при

определении запаса прочности сопоставляется с пределом выносливости с_1д. Средние значения пределов

выносливости а_1 д типовых стандартных натуральных осей (изготовлены по [5]), полученные по результатам

испытаний, приведены в [2]. Применение в конструкции оси колесной пары дифференциального исполнения полуоси с полостью представляется возможным по результатам проведенных исследований [4], на основании которых можно сделать вывод, что толстостенные полые детали, применение которых позволяет экономить металл и облегчать вес конструкций, должны не только рассматриваться в качестве полноценных заменителей сплошных, но и иметь преимущество перед последними главным образом в связи с их лучшей упрочняемостью накатыванием роликами по всей длине и меньшей чувствительностью к концентрации напряжении при циклических нагрузках, что делает их более надежными в эксплуатации. Поэтому средние значения пределов выносливости а_1д в расчетных сечениях оси колесной пары дифференциального исполнения принимаем как для типовой оси, которые определены по результатам испытаний [2]. При оценке прочности осей колесных пар типового и дифференциального исполнений в процессе расчета предел выносливости а_1д осей был выбран как для накатанной стали.

Для определения апр используется гипотеза линейного суммирования повреждений и предлагается, что по-

вреждающими являются амплитуды напряжений ста > 0,5• о_1д . Поэтому при условии, что сг; < 0,55-о_1дд , значение коэффициента запаса усталостной прочности не вычисляется, а принимается ^>2,5.

М МС

[I 'ш IV V

и : III IV V

К '-1

у. оГ Л ^МЬ-1

Г -¿Г "X, л .Ь

1 >'.1. Т" " н*» Г"

VII VII

II., . и: .

-

VII VIII ¡IX

Рис.1. Расчетная схема оси колесной пары дифференциального исполнения: а - статический режим нагружения; б - расчетный режим нагружения

Таблица 3

Параметры расчетных сечений при сравнительной оценке прочности осей типового

_и дифференциального исполнения_

Исполнение оси

Часть оси

Типовое

№

Параметры сечений

di, м

W¡10-6, м3

Наименование

Дифференциальное

№

di, м

Параметры сечений

W¡10-6, м3

Наименование

Буксовая

I-I di=0,13

W|=215,69 Сечение буксовой шейки оси по внутренней кромке кольца заднего подшипника

Предпод-ступичная

II-II

dii=0,136

Wii=246,95

Сечение шейки оси на расстоянии 10 мм от торца предподступичной части

Подступичная

iii-iii

dm=0,194

Wm=716,81

Сечение подступичной части оси ^ в плоскости круга катания колеса

iV-iV

div=0,172

Wiv=641,99

Сечение по геометрической середине оси

V-V

Средняя

dV=0,187

WV=499,56

Сечение средней части оси на расстоянии 10 мм от конца подступич-ной части

iv-iv

iX-iX

V-V

Vi-Vi

Vii-Vii

div=0,196

dix =0,210

dV=0,200

dvi=0,148

dvii=0,234 Svii=0,031

dviii=0,2335 Sviii=0,0368

WiV=739,21

WiX=909,20

WV=785,40

Wvi=318,26

Wvii=890,70

Wviii=972,2

Сечение на полуоси сплошного сечения между подступичной частью и посадочным местом под подшипник ОБР 200 ББ по середине места перехода

Сечение на полуоси с полостью в месте перехода из полого сечения в сплошное

Сечение на полуоси сплошного сечения по середине посадочного места под подшипник ОБР 200 ББ

Сечение на полуоси сплошного сечения по геометрической середине оси_

Сечение на полуоси с полостью по геометрической середине оси

Сечение на полуоси с полостью посередине посадочного места под подшипник GEP 100 FS_

Примечание. W¡ - момент сопротивления расчетного сечения оси, м

Формулы для определения изгибающих моментов в расчетных сечениях

Таблица 4

Формула | Наименование

Расчетная схема статического нагружения

_2Р - m кп • g + 2 • тш • g ст 2 Вертикальная статическая нагрузка, приложенная к буксовой шейке оси колесной пары

и V _ V — р 3 Хст 2 X ст1 Рст ^ Радиальная нагрузка, приходящаяся на подшипники соответственно внутреннего и наружного подшипникового узла оси колесной пары дифференциального исполнения

Мст1-1 = Рст • Ii, МстП-П =Рст • 12, МстШ-Ш = Рст • 13 , м„ = мш -ш, Мсту-у = Мш -ш, МстУ1-У1 = Хст1 • L2, МстУП-УП = Хст2 • L1, МстУШ-УШ = Хст2 • L, Мст1Х-1Х = МШ -Ш • Изгибающий момент от действия вертикальной статической нагрузки соответственно в сечениях I-i, ii-ii, iii-iii, iV-iV, V-V, Vi-Vi, Vii-Vii, Vi i i-Vi 11, iX-iX

Расчетная схема расчетного нагружения, когда суммарная вертикальная расчетная нагрузка действует со стороны полуоси сплошного сечения

кдв = 1в • (а + в ) J ст Коэффициент вертикальной динамики вагона

Рд = Рст ' Кдв Вертикальная динамическая сила от колебаний кузова на рессорах

р и

р = ' ст • у • "к

я ъ2

Вертикальная динамическая сила от центробежной силы в кривых

Р1 = Рст + Рд + Ркц ,

Р = р - Р

2 ст кц

Расчетная суммарная вертикальная сила на левую и правую шейку оси

Уб1 =

У Б 2 =

с + »- и

Ускорение левого и правого буксовых узлов соответственно

13 + 2Б

•УБ1

У с =

2£ 13 + 2Б

• Уб1

Ускорение левого колеса

Рн1 = т£ • Уе1'

Вертикальная инерционная нагрузка на левую шейку оси

Рн2 = т!,УЕ2

То же на правую шейку оси

Рнк = • У С

Вертикальная инерционная нагрузка от левого колеса на рельс

Рнср = 1 тС • У С

Вертикальная инерционная нагрузка на среднюю часть оси

Кг = Хг-8-

Коэффициент горизонтальной динамики

Н = 2Рдиф • КГ

Рамная сила

К

+ р

КВ = Р2 •

2-Б

/, + 2-Б 2-Б '

н,1^ + И-^ + Рнк + Рн,

2-Б

1н2

2-Б

2-Б

1± - И-Гк +]

_п-р •_!. + р •Л_1

2-Б 2 2-Б н2 2-Б

—ш + р--

2-Б нср 2-Б

л - - Р,

2-Б

н1

/э+/4 2-Б

Вертикальная реакция рельса на левое и правое колеса от суммарной расчётной нагрузки соответственно

Яс = Р,-

13 + 2-Я 2-Я

+ Рн1 -в

Я» = Р2-13

1, + 2-5

2-5

- Р„-

13 + 2-Я +14 2-Я К + 2-5 +1

2-5

+Р

+ И-Ьк+ш + Рнср-- р ^ + Рн2-11+15. 2-Я нср 2-Я 2 2-Я 2-Я

Ьл— -Р А _р р- Ык

нср 2-5 2-5 1 2-5 н1 2-5

Вертикальная реакция на левой и правой опорах оси от суммарной расчетной нагрузки соответственно

Н2 = <"-Яв

Поперечная составляющая силы трения правого колеса о рельс

И = И + И2

Величина направляющего усилия

Мл = Н, -Гк -(1-в)-Рн! -С/э + /4),

Мп = Н 2-Гк

Изгибающие моменты в сечении оси на левой и правой опорах соответственно

Х1х = Н2

Осевое усилие, действующее на упорный подшипник в оси колесной пары дифференциального исполнения _

Х1у -"

Ьл-Ь+Ь2 + Ь-Ьп

Х2у =

Р2-13 -Рн2-(15 + 1з) + Х1у-Ьп + Мп

Радиальная нагрузка, приходящаяся на подшипники соответственно внутреннего и наружного подшипникового узла оси колесной пары дифференциального исполнения_

Мм = Рг11+ Рн1 -(11+14) + И-Гш,

МП-II = Р1-12 + Рн1 -(12 + 14) + И-Г

Мш-п М М

= РГ1з + Рн1 -(1з +14) + И-Гш + Мл,

IV-IV =

Р1-(1з + Ь

л1 ) + Рн1 -(1з + 14 + Ьл1) + И-Гш + М = Рг(1з + Ьл) + Рн1 -(1з +14 + Ьл) + И-Гш + Мл -Яс-Ьл,

V-V  MVI-VI = Х1у-Ь2-

Изгибающий момент от действия вертикальной расчетной нагрузки соответственно в сечениях 1-1, 11-11, 111-111, !У-!У, У-У, У!-У!

Расчетная схема расчетного нагружения, когда суммарная вертикальная расчетная нагрузка действует со стороны полуоси _полого сечения (рис. 1 ,в)_

кс = р,-^+рн,-р-4+2-8+Ь + и-^^+р

2-8

к = р -/э±^18-р

2-8

2-8

-р-А.+Р .АН

2-8

2-8

2-8

2-8

.Ь+28+к-И-1+ш+р -_Ъ=.-р-А.-р -р-Ь+к

н2 2-8 2-8 нср 2-8 1 2-8 н1 Р 2-8

Вертикальная реакция на левой и правой опорах оси от суммарной расчетной нагрузки соответственно

з

v

,,, Р2 ^з-Рн2 • (15 +1з) + Х2у •Ьл + Мп Х1у = 5Ь л + Ь) Радиальная нагрузка, приходящаяся на подшипники соответственно внутреннего и наружного подшипникового узла

МУП-VII = Х2у • Ь1> МУШ-УШ = Р1 • (13 + Ьп) + Рн1 • (13 + ¿4 + Ьп) + Н • Гш + Мл - Яе • Ьп, Мк-IX = Р1 • (13 + Ьп2) + Рн1 • (13 + ¿4 + Ьп2) + Н • Гш + Мл - ЯС • Ьп2 Изгибающий момент от действия вертикальной расчетной нагрузки соответственно в сечениях У11-У11, У111-У111, 1Х-1Х

Примечание. 2Р - максимальная статическая нагрузка от колёсной пары на рельсы согласно [5]; Лв - величина, зависящая от осности тележки; А - величина, зависящая от гибкости рессорного подвешивания вагона; В - величина, зависящая от типа вагона; Аг - величина, зависящая от осности тележки; 8 - величина, зависящая от гибкости рессорного подвешивания; Е и Б - эмпирические значения коэффициентов, зависящие от типа вагона; С и О - эмпирические значения коэффициентов, зависящие от типа вагона и скорости; 2Рдиф — 2Р + Рдиф - максимальная нагрузка от колесной пары на рельсы (с учетом

увеличения веса Рдиф оси колесной пары дифференциального исполнения); Гш=^/2 - радиус буксовой шейки оси.

Рабочая формула (2) для определения коэффициента запаса сопротивления п для нго расчетного сечения рекомендуется в виде [2, 3]:

о ,

а — -1д ; а =

шт 1 ^ ' тах 1

2 • о

СТ_1

»1 = ^ "VI2 - 21пашах_1 ;

о

аz„

§2

1ПаШ1П_1 + ^

Б

1 ^ш1п_1 Z2 -1 ^шах_

^^ = • {' е" Т • dZ; Ф (Zmаx_l> = Ж^ ' Г

- ^ • т; z„

Б2

1патах_1 + у

- ^ • т;

у]2 • п

• dz;

2а

__Ш1П

П — ~ т

^ (т-1) Ш

N..

N [Ф ^ >-Ф^ >]

с Ь V тах 1 / V тт 1 / Л

где а^п 1 и атах 1 - максимальное и минимальное значения коэффициента перегрузки оси; с_1д - средний предел выносливости оси (по амплитуде) при круговом изгибе и установившемся режиме нагружения (симметричном цикле), определенный из испытаний натуральных осей; ост ь о1 - напряжения от изгиба в сечениях оси от действия на колесную пару статической и расчетной нагрузкок; ^ - число, определяющее границы интервала статического распределения; 1 и гтах 1 - минимальное и максимальное значения вспомогательной функции,

предложенной согласно применению правила подстановки для вычисления интеграла функции плотности распределения вероятности амплитуд напряжений в оси при выводе рабочей формулы расчета коэффициента запаса сопротивления усталости п¡; Бст - среднеквадратическое отклонение 1п<са; оа- текущее значение амплитуды напряжений; т - показатель степени в уравнении кривой усталости, зависящий от свойств материала и технологии изготовления; Ф(г 1), Ф (гтах 1) - нормированные интегральные функции нормального распределения (функция Лапласа); 1Мо - базовое число циклов (принимается 1Мо=108); 1Мс - суммарное число циклов за срок службы оси для среднесетевых условий эксплуатации.

При рассмотрении критериев сравнения для подтверждения достаточной прочности оси колесной пары дифференциального исполнения необходимо, чтобы были выполнены следующие условия:

ост_1д ^ ост_1т; о1д ^ о1т; п1 д ^ п1т ^ М,

где т, д - индексы осей соответственно типового и дифференциального исполнений; [п] - допускаемый коэффи-

циент запаса сопротивления усталости новых (неизношенных) осей, следует принимать разным в соответствии с типом вагона [2].

Представленная методика реализована в системе Mathcad, основные результаты сравнительной оценки осей колесных пар типового и дифференциального исполнений сведены в табл. 5. Расчеты проводились исходя из максимальной расчетной статической нагрузки от действия колесной пары грузового вагона на рельсы, равной 230 кН, согласно [5].

Таблица 5

Результаты сравнительной оценки критериев прочности оси колесной пары _типового и дифференциального исполнения_

Сечение оси Напряжение в расчетных сечениях от действия нагрузки Коэффициент запаса сопротивления усталости nj

статической ос-л, МПа расчетной oh МПа

Исполнение оси Часть оси^ч Типовое Дифференциальное Типовое Дифференциальное 0СПт 0СПд Типовое Дифференциальное о, - о, 1 т 1 д Типовое Дифференциальное П: -И: 1Д 1Т

0сит х100% о, 1 т х100% n 1 т х100%

Буксовая I-I 38,1 38,1 0 87,3 87,3 0 3,03 3,03 0

Предпод-ступичная II-II 41,2 41,2 0 91,7 91,7 0 2,46 2,48 0

Подступичная III-III 33,6 33,6 0 97,3 97,3 0 2,67 2,67 0

Средняя IV-IV IV-IV 37,5 32,6 13,2 91,1 83,1 8,75 2,5 2,5 0

IX-IX 26,1 30,6 67,5 25,85 2,5 0

V-V V-V 48,2 30,7 36,4 129,0 70,9 45,03 2,13 2,5 17,59

VI-VI 37,8 21,5 77,4 39,98 2,5 17,59

VII-VII 13,5 72,0 28,0 78,28 2,5 17,59

VIII-VIII 24,8 48,6 57,3 55,59 2,5 17,59

На основании проделанной работы можно сделать следующие выводы:

1. Разработана и предложена методика сравнительной оценки оси колесной пары дифференциального исполнения на прочность в сравнении с осью типового исполнения.

2. Результаты сравнительной оценки критериев прочности оси колесной пары дифференциального исполнения соответствуют запасам прочности оси типового исполнения эксплуатируемых вагонов. Получен запас коэффициента усталостной прочности оси колесной пары дифференциального исполнения, равный или несколько превышающий (в основном по расчетным сечениям в средней части оси) величину данного коэффициента, полученного для расчетных сечений оси типового исполнения.

3. По результатам сравнительной оценки оси колесной пары дифференциального исполнения на прочность скорректирована конструкция колёсной пары вагона дифференциального исполнения и уменьшен её вес более чем на 30%.

4. Для дальнейшего снижения веса необходимо применение более современных методов расчета на основе конечных элементов.

Библиографический список

1. Анализ эксплуатации современных тележек грузовых вагонов в кривых участках пути и предлагаемое решение по улучшению их работы / Е.В. Чупраков [и др.] // Вестник Иркутского государственного технического университета. 2011. №8 (55). С.125-131.

2. Нормы для расчёта и проектирования вагонов железных дорог МПС колеи 1520 мм (несамоходных). М.: ГосНИИВ-ВНИИЖТ, 1996. 317 с.

3. Новый метод расчета вагонной оси на прочность / С.В. Вершинский [и др.] // Динамика, прочность и устойчивость вагонов в тяжеловесных и скоростных поездах; под. ред. С.В. Вершинского / ВНИИЖТ. М.: Транспорт, 1970. Вып.425. С.121-144.

4. Полые оси и валы / Л.М. Школьник [и др.]. М.: Машиностроение, 1968. С.183.

5. ГОСТ 22780-93 (ИСО 1005-9-86). Оси вагонов железных дорог колеи 1520 (1524) мм. Типы, параметры и размеры. Введ. 1993-10-21. М.: Изд-во стандартов, 1995. 17 с.