Курсовая работа: Створення вагонів нового покоління. Візок для високошвидкісного руху

ВСТУП

Програмою розвитку залізничного транспорту передбачено створення високошвидкісних вантажних вагонів нового покоління.

Разом із підвищенням швидкості руху вантажених вагонів, повинна бути забезпечена висока надійність цих вагонів в експлуатації , а також безпечність руху. В наслідок того що вантажний візок є головним показником надійності і безпеки перевезень вантажів, то до нього приділяється особлива увага. Модернізація візка для вантажних вагонів є головним напрямком в розробці вантажних вагонів з підвищеними швидкостями руху. Збільшення швидкості руху вантажних вагонів збільшить пропускну можливість залізниць, зменшить собівартість перевезень вантажу.

В даному дипломному проекті розглянуто питання створення вантажного візка для високошвидкісного руху. В завданні була дана умова, що візок призначається для підкочування під вантажені вагони колії 1520мм або 1435мм після заміни колісних пар. Візок повинен забезпечувати експлуатацію вагонів в будь-яку пору року при любих температурних умовах в інтервалі температур від + 45⁰ С до – 50⁰ С. Конструкція візка повинна забезпечувати проходження одиничного вагона кривої радіусом 60м і сортувальних гірок.

За еталон було взято візок двовісний моделі 18-781. В процесі дослідження було вивчено всі основні недоліки цього візка, а також його позитивні частини. Також було розглянуто основні напрямки роботи дослідних інститутів і нововведення які пройшли випробування, а також ті, що знаходяться на стадії розробки.

В наслідок цього мною запропоновано деякі нововведення, які повинні підвищити надійність руху вантаженого вагона, а також швидкість і безпечність руху.

В розрахунковій частині наведено розрахунки, які підтверджують правильність вибраних деталей, їх матеріалів і конструкції. Приведено креслення як загального виду цих одиниць, так і окремі розрахунки, епюри, графіки тощо. Креслення наглядно показують і підтверджують правильність розрахунків.

Також приведено економічний розрахунок, який обґрунтовує використання нововведень з економічної точки зору.

А в розділі охорони праці, до якої приділяється дуже велика увага, показано основні вимоги до робітників для забезпечення безпечних умов праці.

1. КОНСТРУКЦІЯ ВІЗКА

Візок складається з трьохелементної рами, яка включає в себе дві литі бокові рами, зварну надресорну балку, обладнану пласким підп’ятником і жорсткими ковзунами з зазором, центрального ресорного підвішування, що складається з пружин і фрикційних клинів, обладнаних пружними в’язями з надресорною балкою; буксових опірних перехідників (адаптерів), котрі мають пружні в’язі з боковими рамами; колісних пар, обладнаних конічними підшипниками касетного типу, важільної гальмівної передачі, балкою опорною, що встановлюється на одному з візків вагона, обладнаного автоматичним регулятором режимів гальмування.

Бокова рама візка представляє собою литу конструкцію, виготовлену зі сталі 09Г2С за ГОСТ 19281-89. В центральній частині бокової рами розташовано проєм для пружин ресорного комплекту. На вертикальних стінках проєму за допомогою клепок встановлені фрикційні планки. Бокова рама обладнана кронштейнами підвішування тріангелів і кріплення гумометалевих елементів.

Надресорна балка представляє собою штампозварну конструкцію, виготовлену з листової сталі 09Г2С за ГОСТ 19281-89. Товщина нижнього листа – 18 мм, верхнього листа – 16 мм, поперечних ребер – 14 мм, товщина вертикальних листів – 14 мм. До верхнього листа в середній частині приварюється підп’ятник. В середній частині підп’ятника виконана виїмка з висотою бурта 10 мм. Для збільшення жорсткості верхнього листа до нього на відстані 170 мм від центра підп’ятника приварені два поперечні ребра. На відстані 762 мм від осі надресорної балки приварені два кронштейна ковзанів. Висота балки в середній частині складає 408 мм, ширина – 320 мм, відстань по центрам посадки фрикційних клинів – 2036 мм.

Ресорне підвішування візка складається з двох ресорних комплектів, встановлених в центральних проймах бокових рам. Ресорний комплект візка складається з п’яти дворядних пружин з білінійною силовою характеристикою, розташованими під надресорною балкою, і двох дворядних під клинових пружин з лінійною силовою характеристикою. Таке компонування забезпечує необхідне зусилля підтиснення клина в порожньому стані, що запобігає його відриву від планок бокових рам, і необхідні розрахункові коефіцієнти тертя для порожнього і завантаженого вагонів.

Центральне підвішування обладнується клиновими фрикційними гасниками коливань просторової дії, обладнаних пружними поліуретановими накладками і спроможні гасити не тільки горизонтальні і вертикальні коливання, але й виляння обресорених мас візка. Кут ухилу клинової поверхні складає 45⁰.

З метою створення пружних сил при поворотах надресорної балки в різних площинах і зменшення зношування деталей візка поміж надресорною балкою й клином на похилій поверхні клину введено пружній елемент у виді двох поліуретанових накладок, рознесених і розташованих одна відносно другої під кутом 90⁰.

Колісна пара складається з осі і двох напресованих на підматочинні частини коліс. На шийки колісних пар напресовуються касетні роликові підшипники закритого типу, що базуються на дворядних конічних роликових підшипниках. Дворядний конічний роликовий підшипник складається з двох внутрішніх кілець, які запресовуються на шийку осі, розділених дистанційним кільцем, двох блоків сепараторів з роликами і подвійного зовнішнього кільця.

Рами візка установлюється на касетні підшипники колісних пар через адаптери (напівбукси), і гумометалеві елементи.

Пружній зв’язок бокових рам і адаптерів забезпечує паралельність осей колісних пар на прямих ділянках шляху і можливість їх самоустановлення при проходженні кривих ділянок шляху. Гасіння коливань забезпечується за рахунок дисипації в резині.

Жорсткість пружної в’язі на одну буксу в повздовжньому, поперечному, і вертикальному напрямках вибрана з умови забезпечення необхідної стійкості руху вагона, показників ходових якостей і величин рамних сил при вписуванні в криву.

Адаптер, закріплений на зовнішньому кільці підшипника, виконує не тільки функцію передачі навантаження від гумометалевого елемента на підшипник, але й обмежує пружні повздовжні і поперечні переміщення букси відносно бокової рами.

Рама візка допускає кутові переміщення бокових рам в вертикальній площині, забезпечує рівномірний розподіл навантажень по колесам і полегшує проходження одиничних нерівностей шляху в виді односторонніх просідань.

Передача вертикальних і горизонтальних навантажень на візок і центрування її по відношенню до кузова здійснюється п’ятнико-шворневим пристроєм з пласкою опорною поверхнею. Поверхні підп’ятника обладнані змінними зносостійкими елементами з умови безремонтної роботи між плановими ремонтами.

Гальмівна важелеві передача забезпечує одностороннє натиснення тріангелів на колісні пари і складається з двох тріангелів, вертикальних важелів, серги мертвої точки, затяжку вертикальних важелів, скоби для попередження від падіння на колію затяжки вертикальних важелів, осей з шайбами і шплінтами в шарнірних з’єднаннях.

Вертикальні важелі і затяжка вертикальних важелів містять зносостійкі втулки.

Осі шарнірних з’єднань у вертикальних важелях і підвісках тріангелів містять додаткові шплінти.

Серга мертвої точки і затяжка вертикальних важелів мають додаткові отвори для регулювання гальмівної важільної передачі в залежності від товщини застосовуємих колодок і величини зносу коліс в експлуатації.

Тріангель складається з балки, струни з привареними двома вставками, розпірки, скоби, закладки тріангеля, неповоротних башмаків гальмівних колодок, чеки, литих наконечників, що кріпляться за допомогою гайки з шайбами і шплінтами, підвіски з гумовими шайбами в отворах, осі з шайбами і шплінтами.

Відстань між внутрішніми гранями башмаків і гальмівних колодок складає 1517 мм для тріангеля колії 1520 мм. Переобладнання тріангеля на колію 1435 мм, з відстанню між внутрішніми гранями башмаків 1447 мм, досягається встановленням закладок тріангеля з зовнішньої сторони башмаків і поворотом підвісок на 180⁰ навколо своєї осі.

Таблиця 1.1 – Технічна характеристика візка

Статичний прогин центральної ступені підвішування, мм:

від ваги тари (6 тс на п`ятник)

від ваги брутто

17

73

Статичний прогин пружного зв’язку колісних пар і бокових рам, мм:

від ваги тари (6 тс на п`ятник)

від ваги брутто

3

14

2. РОЗРАХУНОК КОЛІСНОЇ ПАРИ ЙМОВІРНОСНИМ МЕТОДОМ

Розрахунок нової осі колісної пари при її проектуванні згідно „Норм...” [2] повинен виконуватися ймовірностним методом на опір утоми з урахуванням ймовірностного розсіювання міцностних характеристик осі і діючих на неї навантажень. Схема прикладення зусиль, діючих на колісну пару, приведена на рисунку 2.1.

Рисунок 2.1 – Схема розрахункових зусиль, що діють на колісну пару

Оцінка міцності осі ймовірностним методом виконується за наступними розрахунковими перерізами:

I-I – шийки по внутрішній кромці заднього підшипника;

II-II – шийки на відстані  від торця предматочинної частини, для осей з галтелями за ГОСТ 22780-17 рекомендується приймати мм;

III-III – маточинної частини в площині круга катання колеса;

IV-IV – по середині осі;

V-V – середньої частини осі на відстані 2/3 довжини ділянки від кінця маточинної частини до лінії спряження галтелі зі середньою частиною.

Розрахункова схема осі наведена на рисунку 2.2.

Рисунок 2.2 – Розрахункова схема осі

Значення геометричних параметрів на рисунках 2.1 і 2.2 вказані у таблиці 2.1.

Таблиця 2.1– Геометричні параметри осі

2.1 Розрахунок навантажень

Розрахунок виконуємо за формулами, що наведені в таблиці 7.2 [2, с. 205].

Вихідні дані для розрахунку наведені в таблиці 2.2.

Таблиця 2.2 – Вихідні дані

Вертикальне статичне навантаження, прикладене до шийки осі

, (2.1)

де  - вага вагона брутто при осевому навантаженні  тс, тс.

 кН.

Вертикальне динамічне навантаження від коливань кузова на ресорах

, (2.2)

де  - коефіцієнт вертикальної динаміки.

, (2.3)

де l_в, А, В – коефіцієнти, для вантажного вагона , , [2, с. 205].

 кН.

Вертикальне динамічне навантаження від відцентрової сили в кривих

, (2.4)

 кН.

Розрахункова сумарна вертикальна сила на ліву шийку

 (2.5)

 кН.

Розрахункова сумарна вертикальна сила на праву шийку

. (2.6)

 кН.

Прискорення лівого буксового вузла

, (2.7)

де– коефіцієнти, для вантажного вагона ,

[2, с. 206].

 м/с².

Прискорення правого буксового вузла

, (2.8)

 м/с².

Прискорення лівого колеса

, (2.9)

 м/с².

Прискорення правого колеса дорівнює нулю.

Вертикальне інерційне навантаження на ліву шийку осі

, (2.10)

 кН.

Вертикальне інерційне навантаження на праву шийку осі

, (2.11)

 кН.

Вертикальне інерційне навантаження від лівого колеса на рейку

, (2.12)

 кН.

Вертикальне інерційне навантаження на середню частину осі

, (2.13)

 кН.

Рамна сила

, (2.14)

де - коефіцієнт горизонтальної динаміки.

 _, (2.15)

де ,,,, - коефіцієнти, для 4-х вісних вантажних вагонів, , ,  [2, с. 206].

 кН.

Вертикальна реакція рейса на ліве колесо від сумарного розрахункового навантаження

 (2.16)

Вертикальна реакція рейса на праве колесо від сумарного розрахункового навантаження:

 (2.17)

Вертикальна реакція на лівій опорі осі від сумарної розрахункової сили:

 (2.18)

Вертикальна реакція на правій опорі осі від сумарної розрахункової сили:

 (2.19)

Поперечна складова сили тертя правого колеса по рейсу:

, (2.20)

 кН.

Бокова сила

 (2.21)

 кН.

2.2 Визначення згинальних моментів в розрахункових перетинах

Згинальний момент від дії вертикального статичного навантаження в кожному розрахунковому перерізі визначимо за формулою:

, (2.22)

де - відстань від лінії прикладення вертикальної сили до шийки осі до перерізу.

Тоді маємо

 кН×м,

 кН×м,

 кН×м,

 кН×м,

 кН×м.

Згинальний момент в перерізі осі на лівій опорі

, (2.23)

 кН×м.

Згинальний момент в перерізі осі на правій опорі

, (2.24)

 кН×м

Згинальні моменти в розрахункових перерізах осі від дії сумарної розрахункової сили дорівнюють:

- переріз I-I

, (2.25)

 кН×м.

- переріз II-II

, (2.26)

кН×м.

- переріз III-III

, (2.27)

 кН×м.

- переріз IV-IV

, (2.28)

- переріз V-V

, (2.29)

2.3 Оцінка міцності осі

Для кожного розрахункового перерізу осі визначається коефіцієнт запасу міцності  за формулою:

, (2.30)

де  - середня границя витривалості осі (по амплітуді) при усталеному режимі навантаження й круговому згині ( симетричному циклі) на базі досліджень циклів;

 - розрахункова величина амплітуди умовного (розрахункового) циклу стаціонарного навантаження осі при круговому згині, зведеного до бази  циклів;

 - коефіцієнт запасу опору втомі.

Робоча формула для визначення запасу міцності осі рекомендується у виді:

, (2.31)

Де , – нормовані інтегральні функції нормального розподілу (функція Лапласа), значення з таблиці [6, таблиця 1, додаток 6, с. 425-426];

,  – максимальне і мінімальне значення коефіцієнта перевантаження осі;

– базове число циклів,  [2, с. 202];

 – сумарне число циклів за термін служби осі для середньо-мережних умов експлуатації, для осей вантажних вагонів  [2, с. 202];

– показник ступеня в рівнянні кривої утоми, що залежить від властивостей матеріалу і технологій виготовлення, приймаємо для накатаних осей  [2, с. 202];

, ,  - розрахункові параметри.

Значення параметрів , ,  визначимо за формулами:

, (2.32)

де t₀ – параметр, для осей вантажних вагонів  [, с. 202];

, (2.33)

. (2.34)

Коефіцієнти перевантаження осі ,  визначимо за формулами:

, (2.35)

, (2.36)

де  і  – напруження в розрахунковому перерізі відповідно від максимального сумарного (розрахункового) навантаження й від вертикального статичного навантаження брутто.

Напруження в розрахункових перерізах осі дорівнюють:

, (2.37)

. (2.38)

де М і М₀ – відповідно згинальні моменти в розрахункових перерізах від дії максимальних сумарних вертикальних сил і вертикального статичного навантаження брутто;

W – момент опору осі в розрахунковому перерізі.

, (2.39)

d – діаметр осі у відповідному перерізі.

Якщо при розрахунку отримане значення  задовольняє умові , то значення коефіцієнта  не визначаються, а приймається  [2, с. 203].

Розрахунок виконуємо в табличній формі за формулами (2.30 - 2.39) Значення коефіцієнта запасу міцності виконуємо для перерізу V-V в якості перевірочного розрахунку.

Отже для перерізу V-V дістанемо:

 м³;

 Па;

 Па;

;

;

перевірка умови :

, умова не виконується;

;

;

;

Ф(t_max)= Ф(1,895)=0,9712; Ф(t_min)= Ф(1,26)=0,6517;

.

Для інших перерізів значення коефіцієнта запасу приведені в таблиці 2.3.

Таблиця 2.3 – Розрахунок коефіцієнта запасу міцності

Оскільки розрахункове значення коефіцієнта запасу міцності для кожного перерізу осі задовольняє умові (2.30) (див. таблицю 2.3), то ось має достатній запас міцності на втому.

3. ТЕХНОЛОГІЧНИЙ ПРОЦЕС ФОРМУВАННЯ КОЛІСНОЇ ПАРИ

Формування вагонних колісних пар і процес запресування коліс на ось здійснюють в колісних цехах вагонобудівних, вагоноремонтних заводів і в вагонних колісних майстернях, які оснащені станками для обробки осей і коліс, стендами для дефектоскопування осей і коліс, гідравлічним пресом з індикатором якості запресування, належними транспортними механізмами.

Сформовані колісні пари повинні відповідати вимогам [7].

Колісна пара без буксових вузлів повинна мати наступні знаки і клейма, які наносяться на торець шийки з правої сторони, (рисунок 4.1): 1 – знак формування; 2 – клеймо ВТК; 3 – умовний номер підприємства, що сформувало колісну пару; 4 – приймальні клейма УЗ (замовника); 5 – дата формування; 6 – дві останні цифри року виготовлення чорнової осі; 7 – клеймо інспектора-приймальника УЗ (замовника) за вісь; 8 – порядковий номер осі; 9 – клеймо ВТК, що посвідчує правильність переносу маркірування; 10 – умовний номер підприємства, що виконувало обробку і перенесло знаки маркірування; 11 – клеймо ВТК за ось.

Рисунок 3.1

3.1 Технологічний процес запресування коліс на вісь

Формування колісних пар виконується з суцільнокатаних коліс з діаметром по кругу катання 957 мм і осей РУ1Ш ГОСТ 22780-93.

Всі осі і колеса перед запуском у виробництво підлягають вхідному контролю. Вхідний контроль осей і коліс виконується візуально. Осі і колеса повинні мати знаки маркірування і клеймування у відповідності з розділом 5 ГОСТ 4008-89 і розділу 4 ГОСТ 10794-89. Не дозволяється запуск у виробництво осей і коліс, які не мають приймальних клейм або з нечітким маркіруванням.

До процесу формування під час виготовлення кожна чорнова ось після механічної обробки торців повинна підлягати ультразвуковому контролю. Шорсткість торців повинна складати R_z ≤ 40 мкм за ГОСТ 2789-73. Шорсткість поверхні торців осі перевіряють візуально за зразками шорсткості за ГОСТ 9378 - 93 або атестованими зразками деталей. Кожна ось після повної механічної обробки перед формування повинна підлягати магнітному дефектоскопіюванню мокрим способом. Дозволяється перевірку шийок, передпідматочинних і середніх частин осі виконувати після формування осі.

Кромки отворів маточин коліс повинні мати закруглення радіусом 4-5 мм. Перехід закруглення до циліндричної поверхні маточини повинен бути плавним.

В місцях спряження поверхні закруглення кромки з поверхнею торця маточини з обох сторін колеса дозволяється заглиблення від різця глибиною не більш 2 мм.

Поверхні отворів маточин коліс розточуються з параметрами шорсткості R_z ≤ 20 мкм за ГОСТ 2789-73. Дозволяється шорсткість поверхні R_z ≤ 30 мкм при дотримання відповідних умов (величини конечних зусиль запресування). Отвори маточин коліс повинні бути циліндричними без забоїн і вм’ятин, при цьому допуски форми поверхні отворів маточин не повинні перевищувати: допуск округлості (овальності) 0,025 мм, допуск профілю повздовжнього перерізу (конусоподібність) 0,05 мм при умові розташування більшого діаметру з внутрішньої сторони колеса. Допуск округлості (овальності) маточини визначається як напіврізниця найбільшого і найменшого діаметрів, розташованих у взаємно перпендикулярних напрямках. Допуск профілю повздовжнього перерізу (конусоподібність) отвору маточини колеса визначається як напіврізниця найбільшого і найменшого діаметрів в одній площині при вимірюванні в перерізах, віддалених на 10-15 мм від торців маточини колеса. Відповідність допусків форми поверхні отворів маточин визначається мікрометричним нутроміром.

Підготовка елементів колісної пари до запресування виконуються з дотриманням наступних вимог:

- середина осі позначається керном;

- посадочні поверхні маточин коліс і підматочинні частини осей перед запресуванням повинні бути ретельно очищені, насухо протерті і покриті рівним шаром натуральної оліфи за ГОСТ 7931-76 або шаром термо-обробленої рослинної олії, (лляної за ГОСТ 5791-81; конопляної за ГОСТ 8989-73 або соняшникової за ГОСТ 1129-73); термообробка олії складається з її нагрівання до температури 140-150 ⁰С і витримці при цій температурі 2-3 год., після охолодження олія повинна відстоятися не менш 48 год., осад олії не повинен використовуватися при запресуванні.

- по’єднуємі пресуванням елементи колісних пар повинні мати однакову температуру, допускається різниця температур не більше 10 ⁰С, за умови перевищення температури колеса над температурою осі; вимірювання температури деталей виконується універсальним термометром ЭТП-М ГОСТ 8711-73;

- масштаб запису діаграм запресування по довжині повинен бути не менш 1:2, а 1 мм діаграми по висоті повинен відповідати зусиллю не більш 25 кН (2,5 тс);

- запресування суцільнокатаних коліс на осі повинна виконуватися на гідравлічних пресах з записом на стрічці діаграми запресування (зусилля – шлях) самописним пристроєм.

Клас точності самописного приладу повинен бути не нижче 1,5%,

Товщина лінії запису – не більш 0,6 (ГОСТ 2405-88), ширина діаграмної стрічки – не менш 100 мм, швидкість руху плунжера гідравлічного преса при запресуванні не повинна перевищувати 3 мм/с. Швидкість руху плунжера преса визначається як результат ділення хода плунжера, який вимірюється лінійкою, на час, що вимірюється секундоміром. Вимірювання виконується три рази. за значення швидкості приймається середнє значення трьох вимірювань.

Величина конечних зусиль запресування на кожні 100 мм діаметру підматочинної частини осі повинна бути в межах:

390-580 кН (39-58 тс) при шорсткості поверхні отвору маточини колеса R_z≤20 мкм;

430-580 кН (43-58 тс) шорсткості поверхні отвору маточини колеса 20<R_z≤30 мкм.

Значення конечних зусиль запресування визначають за діаграмою для кожної сторони колісної пари. У випадку розбіжностей в оцінюванні значень їх визначатють за допомогою лінійки з урахуванням масштабу запису.

Величина натягів при запресуванні колеса на ось для досягнення необхідних зусиль запресування встановлюється в межах 0,10-0,25 мм. На практиці оптимальні значення натягів складають 0,18-0,21 мм, значення натягів, близьких до встановлених меж 0,10-0,25, часто призводять до зменшення чи перевищення зусиль запресування. Натяг визначається як різниця діаметрів підматочинної частини осі і отвору маточини колеса. Вимірювання діаметрів отворів маточин коліс і підматочинних частин осей проводяться мікрометричним нутроміром і мікрометричною скобою в двох взаємно перпендикулярних площинах за трьома перерізами по довжині маточини колеса і підматочинних частин осі в місцях посадки маточин коліс: по середині і на відстані 70-80 мм по обох сторонах від неї. За значення діаметра елемента приймають середнє значення шести вимірювань.

Процес запресування коліс на ось виконується наступним чином. Підготовлене колесо і ось підвішують на балці пресу так, щоб геометричні осі отвору маточини, плунжера преса і вагонної осі співпадали. Спряжені поверхні осі і колеса покривають рівним шаром оливи. Кінець осі вставляють в отвір маточини, а торець іншого кінця осі впирають в торець плунжера. Для захисту від ушкодження шийки осі, на неї надівають запобіжний стакан, вмикають електродвигун пресу, який забезпечує рух плунжера зі швидкістю, необхідною для якісного запресування. Після посадки одного колеса ось повертають на 180⁰, і процес повторюється.

3.2 Методи контролю пресового з’єднання

Контроль пресового з’єднання колеса з віссю виконується за діаграмою запресування: контролюючими параметрами є форма діаграми, довжина спряження і конечне зусилля запресування. За формою нормальна діаграма запресування повинна мати плавно зростаючу криву по всій довжині з початку до кінця. Мінімально допустима довжина спряження, що визначається за діаграмою запресування (див. рисунок 3.2), повинна бути не менш Z = 145і, де і – передаточне число індикатора (масштаб діаграми по довжині).

Величину конечних зусиль Р_зк на діаграмі запресування визначають за рівнем точки кривої, яка відповідає закінченню процесу запресування. При розташування діаграми вище або нижче нульової лінії, а також при перекосі, запресування не бракується, а конечні зусилля запресування визначаються рівнем точки діаграми, яка відповідає запресуванню з урахуванням величини зміщення від нульової лінії.

Рисунок 3.2 – Діаграма запресування

Довжина спряження Z на діаграмі запресування визначається величиною абсциси активної гілки, тобто від початку від початку її підйому до точки переходу в горизонтальну або похилу ділянку в кінці. При відсутності горизонтальної або похилої ділянки в кінці довжина спряження дорівнює довжині діаграми. При оцінюванні довжини спряження діаграм виміряна довжина повинна бути зменшена на величину горизонтальної прямої або їх суми. Горизонтальні ділянки на діаграмі довжиною менш 1 мм при масштабі запису 1:2 не враховуються.

Порядок визначення якості (придатності) пресових з’єднань, діаграми яких мають відхилення від нормальної форми, згідно [6] приведений у таблиці 3.1.

При застосуванні самописного пристрою класу точності 1,5% діаграми запресування можуть мати додаткові відхилення, при яких пресові з’єднання вважаються придатними (див. рисунок 3.13 - 3.15).

Рисунок 3.13 – Діаграма зі стрибком кривої на початку запресування паралельним лінії відбою до 98,1 кН (10 тс)

Рисунок 3.14 – Діаграма зі стрибком кривої на будь-якій ділянці кривої до 29,48 кН (3 тс), окрім початку і кінця запресування

Рисунок 3.15 - Діаграма з падінням тисків запресування на будь-якій ділянці кривої до 9,81 кН (1 тс)

У випадку, якщо при напресуванні колеса на ось буде отримана незадовільна за формою і довжиною спряження або конечне зусилля запресування не буде відповідати встановленим нормам, пресове з’єднання бракується і підлягає розпресуванню.

Розпресоване колесо дозволяється повторно насаджувати на той же або інший кінець або іншу розпресовану ось без додаткової механічної обробки осі при умові, що на посадочних поверхнях підматочинної частини осі і отвору маточини колеса немає задирів.

Не дозволяється більш двох разів перепресовувати колесо на один і той же кінець осі без додаткової механічної обробки одної із спряжених поверхонь.

При перепресуванні конечне зусилля повинно відповідати зазначеним вище зусиллям зі збільшенням нижньої межі на 15%.

Забороняється повторно перепресовувати з’єднання, діаграми яких мали різкі коливанню тиску (рисунок 3.2).

На підматочинній частині осі після розпресування допускаються риски глибиною не більш 0,3 мм.

Колесо або ось, які були запресовані і перепресоавні, дозволяється використовувати без додаткової механічної обробки для встановлення но нові кінець осі або колесо.

Для усунення забоїн, вм’ятин, рисок та інших дефектів, які виявлено перед формуванням або після перепресуванням колісної пари, підматочинні частини осей допускається виконувати додаткову механічну обробку і повторне зміцнення накатуванням роликами. При цьому повторне дефектоскопування не виконується.

На типовому бланку діаграми записують наступні відомості (див. рисунок 3.16): 1 – інвентарний номер пресу; 2, 3 – величину діаметрів підматочинних частин осі (з точністю 0,01 мм, права і ліва сторона); 4, 5 – величину діаметрів отворів маточин коліс (відповідно з правої й з лівої сторони колісної пари); 6, 7 – величину натягу (з правої й з лівої сторони); 8, 9 – порядковий номер запресування, вказавши відповідну сторону колісної пари (права чи ліва), 10 – номер осі; 11, 15 – номер колеса; 12, 16 – номер плавки колеса; 13, 17 – номер завода-виготовлювача колеса і рік виготовлення колеса (дві останні цифри); 14, 18 – конечне зусилля запресування в тонно-силах; 19, 20 – шорсткість отвору маточини колеса в мкм.

На кожній забракованій діаграмі виконується примітка “брак” з наведенням причини.

Придатні діаграми запресування після формування колісних пар зберігаються на протязі 20 років. При цьому до придатних діаграм запресувань, що отримані при перепресуваннях елементів колісної пари, повинні додаватись забраковані діаграми запресування, які отримані при попередніх напресуваннях цих елементів.

У сформованих колісних пар підлягають перевірці наступні параметри: відстань поміж внутрішніми боковими поверхнями ободів коліс; різниця відстаней поміж внутрішніми боковими поверхнями ободів коліс до ближніх до них торців осі; різниця діаметрів коліс по кругу катання; відхилення від соосності кругів катання коліс відносно осі базової поверхні.

Таблиця 3.1 Визначення придатності пресових з’єднань

Рисунок 3.16 – Бланк діаграми

4. РОЗРАХУНОК БІЧНОЇ РАМИ ВІЗКА

4.1 Навантаження, що діють на бічну раму

Вертикальне статичне навантаження

, (4.1)

де  - навантаження від осі на рейки,  кН;

 - вага колісної пари з буксами,  т.

 кН.

Вертикальне навантаження вважаємо прикладеним і зосередженим в центрах встановлення пружин.

, (4.2)

де  - кількість пружин в ресорному комплекті, .

 кН.

Навантаження від пружин дорівнюють

 кН;  кН

Вертикальне динамічне навантаження

, (4.3)

де  - коефіцієнт вертикальної динаміки, що визначається за формулою

, (4.4)

де  - середнє значення коефіцієнта вертикальної динаміки;

 - параметр розподілення, ;

 - довірильна ймовірність, .

, (4.5)

де  - коефіцієнт для не обресорених частин візка, ;

 - коефіцієнт, що враховує вплив кількості осей (n) у візку

;

 - максимальна швидкість руху вагона,  м/хв;

 - статичний прогин ресорного комплекту, .

 кН.

Вертикальна складова від сили інерції при гальмуванні

1)  виходячи із уповільнення 0,2q

, (4.6)

де  - вага брутто вагона,  кН;

 - відстань від осі колісної пари до центра мас кузова вагона,  м;

 - база вагона,  м.

 кН.

2)  при понижених швидкостях руху, виходячи із уповільнення 3q

, (4.7)

 кН.

Горизонтальні сили

Сила вітру

, (4.8)

де  - тиск вітру,  Па;

 - бічна проекція кузова вагона, .

 кН.

Відцентрова сила

, (4.9)

 кН.

Сумарне горизонтальне навантаження на бічну раму

, (4.10)

 кН.

Вертикальна складова на раму від дії горизонтальної сили

Рисунок 4.1 Схема навантажень

Відцентрова сила від ваги кузова

, (4.11)

де  кН.

 кН.

Сумарна бічна сила, що діє на кузов

, (4.12)

 кН.

Визначаємо центр прикладення сили  відносно осі колісної пари

, (4.13)

 м

Із умови рівноваги кузова випливає:

,

.

де  - жорсткість ресорного комплекту.

, (4.14)

де  - число ресорних комплектів на одному боці вагона, ;

 - жорсткість ресорного комплекту,  МН/м.

Зусилля на бічні рами визначаємо за формулою

, (4.15)

 кН.

Повздовжнє навантаження при гальмуванні

а) виходячи із уповільнення 0,2q

, (4.16)

 кН.

б) виходячи із уповільнення 3q

, (4.17)

 кН.

Сумарне вертикальне навантаження

за I режимом

, (4.18)

 кН.

за III режимом

, (4.19)

 кН.

Сумарний коефіцієнт вертикальної динаміки

, (4.20)

Визначення навантажень на бічну раму від напрямляючи зусиль рейок, сил тертя між колесами і рейками, а також горизонтальних зусиль, що обумовлені бічними навантаженнями.

При визначені навантажень приймаємо наступні припущення:

- вертикальні навантаження коліс на рейки рівні між собою;

- горизонтальні сили діють в одній площині;

- рама візка жорстка, колісні пари не зміщуються відносно рами.

Рисунок 4.2 - Схема проміжного положення візка в кривій

 - сила тертя між колесом і рейками

, (4.21)

де  - вертикальне навантаження колеса на рейку, приймаємо рівним вазі вагона брутто, що припадає на одне колесо,  кН;

 - коефіцієнт тертя між колесом і рейкою, ;

 - кути, що утворені радіус-векторами, проведеними із полюса повороту до точок контакту колес з рейками і повздовжньою віссю візка;

 - відстань між кругами кочення коліс,  мм;

 - база візка,  мм;

 - відстань від полоси повороту до середини бази візка;

 - горизонтальна реакція рейки на гребінь колеса;

 - бічне навантаження на п’ятник, рівне сумі відцентрової сили вагону і тику вітру на кузов.

, (4.22)

 кН.

 кН.

Величина напрямляючого зусилля  і положення полюса повороту визначається з рівняння рівноваги сил

 (4.23)

, (4.24)

 см, [4], гл. 5

;

;

;

;

По формулі (5.23) визначаємо значення

 кН

Рисунок 4.3 - Схема сил, що діють на колісні пари при руху візка в кривій

Сили, що діють на візок при русі в кривій визначаємо наступним чином:

, (4.25)

 кН.

, (4.26)

 кН.

, (4.27)

 кН.

, (4.28)

 кН.

, (4.29)

 кН.

, (4.30)

 кН.

, (4.31)

 кН.

, (4.32)

 кН

Повздовжня сила, що діє на бічну раму, дорівнює

, (4.33)

 кН.

Горизонтальна сила, що діє на бічну раму

 кН.

Реакція на колонки бокової рами від сили  кН

, (4.34)

де  - розрахункова ширина ресорного проєму,  см.

 кН,

 кН.

Рамна сила

, (4.35)

де  - осьове навантаження,  кН;

 - коефіцієнт горизонтальної динаміки.

, (4.36)

де  - середнє значення коефіцієнта горизонтальної динаміки;

 - довірильна ймовірність, .

, (4.37)

де  - коефіцієнт що враховує вплив кількості осей, ;

 - коефіцієнт, що враховує тип ходових частин вагона,  для вантажних вагонів на без люлечних візках з великою горизонтальною жорсткістю підвішування;

 - швидкість руху вагона,  м/с.

 кН.

4.2 Розрахунок бічної рами від вертикального навантаження

Рисунок 4.4 – Геометрична розрахункова схема бічної рами візка

Рисунок 4.5 – Схема вертикального навантаження бічної рами

Рисунок 4.6 – Розрахункова схема бічної рами від вертикального навантаження

Рисунок 4.7 - Схема розрахункових перерізів

Визначення зовнішніх моментів защемлення від вертикального статичного навантаження. Вигинаючий момент в вузлах 1, 4 дорівнює

 Н×м

Рисунок 4.8 - Схема прикладення навантажень до нижнього поясу бічної рами

; ;

Вигинальний момент в задільці від зусиль

, (4.38)

де  м;

 м;

 м.

Рисунок 4.9 - Епюри вигинальних моментів від вертикального статичного навантаження (Н×м)

Рисунок 4.10 - Епюра нормальних сил (Н)

5. РОЗРАХУНОК НАДРЕСОРНОЇ БАЛКИ

При проектуванні вагонів та їх вузлів повинні бути забезпечені необхідна несуча здатність усіх елементів, що сприймають експлуатаційні навантаження, та необхідні ходові якості вагона, що забезпечують безпеку руху в заданих умовах експлуатації.

Несуча здатність конструкцій ходових частин вагонів згідно „Норм …” [2] і відповідно до розрахункових навантажень оцінюється за допустимими значеннями напружень та деформацій, запасу міцності, показникам надійності.

Виконаємо розрахунок надресорної балки візка за допустимими значеннями напружень.

Вихідні дані для розрахунку приведені в таблиці 5.1.

Таблиця 5.1 – Вихідні данні

5.1 Визначення навантажень за I-м і III-м розрахунковими режимами

Поєднання та величини навантажень, що діють на надресорну балку візка розраховувались згідно таблиці 2.4 “Норм...”[2].

За першим розрахунковим режимом розглядається відносно рідкісне поєднання екстремальних навантажень. Основна вимога при розрахунку на міцність за цим режимом – не допустити виникнення залишкових деформацій (ушкоджень) вузла або деталі. В експлуатації першому режиму розрахунку відповідає осаджування та рушання великовагового поїзда з місця, зіткнення вагонів при маневрах, в тому ж числі при розпуску вагонів з сортирувальної гірки, екстрене гальмування в поїздах при малих швидкостях руху.

За третім розрахунковим режимом розглядається відносно часте можливе поєднання помірних за величиною навантажень, характерне для нормальної роботи вагона в поїзді, що рухається. Основна вимога при розрахунку за цим режимом – не допустити руйнування вузла або деталі від утоми. В експлуатації третій режим відповідає випадку руху вагона в складі поїзда по прямим і кривим ділянкам колії та стрілочним переводам з допустимою швидкістю, аж до конструкційної, при періодичних службових регулювальні гальмування, періодичних помірних ривках і поштовхах, штатній роботі вузлів вагона.

У відповідності з рекомендаціями „Норм...” розрахунок виконуємо методом конечних елементів. Розрахункова модель над ресорної балки візка була виконана в програмному забезпеченні КОМПАС-3D. Розрахунок виконано в програмному забезпеченні COSMOS\Works v6.0, що реалізує метод конечних елементів на ЕОМ.

При створенні сітки конечних елементів були використані об’ємні конечні елементи. При створенні моделі із розрахункової схеми були виключені елементи, що незначно впливають на міцність конструкції, такі, як кронштейни і т. п.

Розрахункова модель над ресорної балки приведена на рисунках 5.1, 5.2, 5.3.

Рисунок 5.1 – Розрахункова модель надресорної балки: вид збоку

Рисунок 5.2 – Розрахункова модель надресорної балки: вид зверху

Рисунок 5.3 – Розрахункова модель надресорної балки

5.1.1 I розрахунковий режим

При першому розрахунковому режимі розглядаються три варіанти поєднання навантажень:

а) на надресорну балку діють сила ваги кузова вагона брутто, вертикальна добавка від дії повздовжньої сили інерції кузова;

б) на надресорну балку діють сила ваги вагона брутто, 50% вертикальної добавки від повздовжньої сили інерції кузова, поперечна складова повздовжньої квазістатичної сили, сила інерції колісної пари;

в) на надресорну балку діють сила ваги вагона брутто, 50% вертикальної добавки повздовжньої сили інерції, сили взаємодії підп’ятника з кузовом вагона, що виникає при гальмуванні завантаженого вагона вагоноуповільнювачем при проходженні гірки.

Перше поєднання навантажень.

Сила ваги кузова вагона брутто, що діє на надресорну балку, дорівнює:

, (5.1)

 кН.

Вертикальна добавка від повздовжньої сили інерції кузова визначається за формулою:

, (5.2)

де – повздовжня квазістатична сила, МН;

- відстань від центра ваги кузова до осі автозчепу, м.

кН

Допустимі напруження при даному сполученні навантажень приймаються рівним границі текучості матеріалу:

МПа, (5.3)

де – границя текучості для сталі 09Г2Д.

Схема прикладення навантажень при першому їх поєднанні приведена на рисунку 5.4.

Рисунок 5.4 – Розрахункова схема за першим поєднанням навантажень

Друге поєднання навантажень.

Сила ваги кузова вагона брутто, що діє на надресорну балку, дорівнює:

 кН.

50% верти4кальної добавки від повздовжньої сили інерції кузова складають:

 кН.

Поперечна складова повздовжньої квазістатичної сили:

, (5.4)

де – повздовжня квазістатична сила, МН;

- можливе бокове переміщення шворневого перерізу кузова вагона за рахунок зазорів колісної пари в рель совій колії, зазорів в буксових направляючих, п’ятниках і пружних деформацій ресор, при розрахунках вантажних вагонів приймають мм;

– радіус розрахункової кривої, м.

 кН.

Допустимі напруження при даному сполученні навантажень приймаються рівними:

 (5.5)

 МПа

Схема прикладення навантажень при другому їх поєднанні приведена на рисунку 5.5.

Рисунок 5.5 – Розрахункова схема за другим поєднанням навантажень

Третє поєднання навантажень.

Сила ваги кузова вагона брутто, що діє на надресорну балку, дорівнює:

кН.

50% вертикальної добавки від повздовжньої сили інерції кузова складають:

 кН.

Силу взаємодії підп’ятника з кузовом вагона, що виникає при гальмуванні завантаженого вагона вагоноуповільнювачем при проходженні гірки, приймаємо з розрахунку:

, (5.6)

де  - сила створювана вагоноуповільнювачем, що приходиться на одну колісну пару,  кН.

 кН.

Схема прикладення навантажень при третьому їх поєднанні при-ведена на рисунку 5.6.

Рисунок 5.6 – Розрахункова схема за третім поєднанням навантажень

5.1.2 Третій розрахунковий режим

При третьому розрахунковому режимі на надресорну балку візка діють наступні навантаження:

-  сила ваги кузова вагона брутто;

-  сила інерції візка;

-  вертикальне динамічне навантаження;

-  відцентрова сила, що виникає при русі вагона в кривій;

-  вертикальна складова від дії відцентрової сили.

Сила ваги кузова:

кН.

Вертикальне динамічне навантаження:

 (5.7)

Для шворневих вузлів вагона (надресорної балки) коефіцієнт вертикальної динаміки визначається з врахуванням впливу перевалювання кузова за формулою:

, (5.8)

де – коефіцієнт, приймаємо згідно „Норм...” .

Коефіцієнт вертикальної динаміки для обресорених частин візка визначається за формулою (4.4):

 кН

Відцентрова сила, що виникає при русі вагона в кривій, для вантажних вагонів приймається згідно „ Норм...” рівною 7.5% від ваги кузова з вантажем, тобто дорівнює:

 (5.9)

 кН.

Вертикальна добавка від відцентрової сили визначається за формулою:

, (5.10)

де – відстань від центру ваги кузова до плоскої опорної поверхні, м;

де – відстань від центра підп’ятника до центра ковзуна, м

 кН.

Силу інерції візка визначаємо за формулою (5,2 ) при МН

 кН.

Допустимі напруження при третьому режимі навантажень приймаються рівними:

МПа,

Схема прикладення навантажень при третьому режимі навантажень приведена на рисунку 5.7.

Рисунок 5.7 – Розрахункова схема за III розрахунковим режимом

5.2 Результати розрахунків над ресорної балки

У результаті розрахунку отримано картини напружено-деформованого стану надресорної балки візка при першому і третьому розрахунковому режимах.

Для визначення напружень, що виникають в надресорній балці, були прийняті оціночні зони, які зображені на рисунку

Картина напружено-деформованого стану надресорної балки візка при першому режимі завантаження наведена на рисунках для першого 5.4, другого і третього 5.5, 5.6 поєднання навантажень; для третього розрахункового режиму – на рисунку 5.7.

6. РОЗРАХУНОК ПАРАМЕТРІВ РЕСОРНОГО ПІДВІШУВАННЯ

6.1 Розрахунок параметрів підвішування

Даний розрахунок виконано для визначення гнучкості, жорсткості, прогину ресорного комплекту візка.

Ресорне підвішування візка складається з двох комплектів, кожен з яких має по 7 подвійних пружин та по два клинових гасника коливань.

Таблиця 6.1 - Технічна характеристика пружин

Вертикальну жорсткість циліндричної пружини стиснення  обчислимо за формулою [ 2, с. 180]:

,  (6.1)

де  – коефіцієнт, ,

 – кут підйому гвинтової лінії навантаженої пружини, обчислимо за формулою (5.2);

 – модуль зсуву, обчислимо за формулою (5.3) [ 2, с. 180], Па.

,  (6.2)

Для кожної з пружин маємо:

– зовнішня

 рад ⁰,

;

– внутрішня під клином

 рад ⁰,

;

– внутрішня

 рад ⁰;

.

, (6.3)

де  – коефіцієнт Пуассона, для сталі ;

 – модуль пружності,  Па [ 2, с. 195].

 Па.

Вертикальна жорсткість кожної пружини становитиме:

– зовнішня

 Н  кН;

– внутрішня під клином

 Н  кН;

– внутрішня

 Н  кН;

Сумарна жорсткість пружин при порожньому вагоні (жосткість зовнішніх і підклинових пружин):

, (6.4)

 кН.

Сумарна жорсткість пружин при завантаженому вагоні (жосткість усіх пружин):

,  (6.5)

 кН.

Статичне навантаження на ресорний комплект при порожньому вагоні становитиме:

.

де  – прискорення вільного падіння,  м/с²;

 – вага тари вагона (напіввагона),  т;

 – вага візка,  т;

 – вага надресорної балки,  т.

 кН.

Статичне навантаження на ресорний комплект при завантаженому вагоні становитиме:

, (6.6)

де  – максимально допустиме навантаження від колісної пари на рейки, згідно завдання  кН.

 кН.

Статичний прогин ресорного підвішування візка обчислимо за формулою:

, (6.7)

Тоді статичний прогин становитиме:

– для порожнього вагона при

 м  мм;

– для завантаженого вагона при

 м  мм.

Графічно характеристика ресорного підвішування одного комплекту ресорного підвішування візка наведено на рисунку 6.1.

Рисунок 6.1 – Характеристика одного комлекту ресорного підвішування

Гнучкість ресорного підвішування візка обчислимо за формулою [ 2, с. 177]:

, (6.8)

Гнучкість ресорного підвішування візка становитиме:

– при порожньому вагоні

м/кН  мм/т;

– при завантаженому вагоні

м/кН  мм/т.

6.2  Розрахунок пружин на міцність

Розрахунок пружин на міцність виконують за допустимими напруженнями для ІІІ-го розрахункового режиму [ 2, с. 192]:

, (6.9)

де  – напруження від дії вертикального і горизонтального навантажень відповідно;

 – допустимі напруження для ІІІ-го розрахункового режиму, допустимі напруження за ІІІ-м режимом вибирають, виходячи з границі витривалості матеріала, тобто для матеріалу пружин, сталі 60C2XФА,  МПа.

Напруження від дії вертикального навантаження обчислимо за формулою [ 2, с. 191]:

, (6.10)

де  – розрахункове навантаження на пружину;

 – поправочний коефіцієнт, що залежить від індексу пружини.

Навантаження  обчислимо за формулою:

, (6.11)

де  – відповідно максимальне статичне розрахункове навантаження на пружину та вертикальна динамічна добавка.

Розрахункове статичне навантаження на кожну пружину знайдемо, виходячи з максимального статичного навантаження на комплект  кН, та враховуючи те, що комплект складається з 5-и дворядних пружин жорсткості () і 2-х підклинових дворядних пружин жорсткості ().

Навантаження на кожну з дворядних пружин дістанемо у виді:

– підклинова пружина

, (6.12)

 кН;

–  інші пружини

, (6.13)

 кН;

Вертикальне статичне навантаження на кожну пружину дістанемо у виді:

–  зовнішня пружина

, (6.14)

або

, (6.15)

 кН,

або

 кН;

– внутрішня підклинова пружина

, (6.16)

 кН;

–  внутрішня пружина

, (6.17)

 кН.

Динамічну вертикальну добавку на кожну пружину обчислимо за формулою:

, (6.18)

де  – коефіцієнт вертикальної динаміки обресорених частин візка.

Коефіцієнт вертикальної динаміки обчислимо за формулою (4.4):

Тоді вертикальне розрахункове навантаження на кожну пружину становитиме:

– зовнішня пружина

 кН;

– внутрішня підклинова пружина

 кН;

– внутрішня пружина

 кН.

Поправочний коефіцієнт обчислимо за формулою [ 2, с. 191]:

,  (6.19)

;

;

.

Тоді напруження в матеріалі пружини від розрахункового вертикального навантаження за формулою (6.10) становлять:

– зовнішня пружина

 Па  МПа;

– внутрішня підклинова пружина

 Па  МПа;

– внутрішня пружина

 Па  МПа.

Напруження в матеріалі пружин від горизонтального навантаження знайдемо за формулою [2, с. 191]:

, (6.20)

де  – розрахункова горизонтальна сила на пружину, визначається як 50 % бокової сили вагона, згідно з пунктом 2.3.2 [2] бокова сила, що дорівнює різниці центробіжної сили і горизонтальної складової сили ваги, що виникає внаслідок підвіщення зовнішньої рейки, з урахуванням коефіцієнтів динамічності для вантажних вагонів приймається рівною 7,5 % від вертикального навантаження, отже горизонтальне навантаження на пружину знайдемо у виді:

, (6.21)

,  (6.22)

, (6.23)

, (6.24)

, (6.25)

, (6.26)

,  (6.27)

де  – висота пружини під вертикальним навантаженням.

Висоту пружини  знайдемо за формулою [ 2, с. 181]:

,  (6.28)

Подальший розрахунок виконуємо лише для зовнішньої пружини, а для решти зводимо до таблиці 6.2

 мм,

, ,

,

 м⁴,

 кН

 Па  МПа

Дані, отримані після розрахунку інших пружин зводимо в таблицю 6.2.

Таблиця 6.2

Сумарні напруження для кожної з пружин становлять:

– зовнішня пружина

;

– внутрішня підклинова

;

– внутрішня

.

6.3  Обчислення коефіцієнтів відносного тертя

Відносне тертя за одне повне коливання визначається з виразу:

, (6.29)

, (6.30)

де  і  – коефіцієнти тертя між поверхнями клину, що дотикаються до фрикційної планки та надресорної балки, приймаємо рівними 0,31;

- число клинів у комплекті, ;

 – число пружин в комплекті, ;

 – число пружин під одним клином, .

.

7. ВПИСУВАННЯ ВІЗКА В ГАБАРИТ

Під вписуванням візка в габарит мається на увазі визначення за встановленою методикою допустимих у даному габариті будівельних розмірів відповідних частин спроектованого візка.

Відповідно ГОСТ 9238-83 візки всіх вантажних вагонів (за виключенням вагонів, що будуються за габаритом 03-ВМ), незалежно від габариту, за яким будується кузов, - будуються за габаритом 02-ВМ з нижнім обрисом, приведеним на кресленні 15д ГОСТ 9238-83.з

Для визначення допустимого будівельного обрису проектуємого візка необхідно виконати розрахунок можливих статичних понижень і горизонтальних поперечних переміщень, виходячи з особливостей конструкції і встановлених норм спрацювання вузлів візка.

Найменші допустимі вертикальні будівельні розміри проектуємого візка понизу отримують шляхом збільшення вертикальних розмірів габариту рухомого складу на величину можливого в експлуатації статичного паралельного пониження візка внаслідок максимального нормованого зносу його частин, а для обресорених деталей – й внаслідок рівномірної осадки ресор.

Максимальні допустимі горизонтальні будівельні розміри візка отримують шляхом зменшення розмірів габариту рухомого складу з кожного боку на величину поперечних зміщень елементів візка з урахуванням їх допустимих спрацювань.

Розрахунки проводимо у відповідності [4] і [5].

7.1 Вихідні дані для розрахунку

Для проведення розрахунків складаємо таблицю вихідних даних у відповідності з формою П.1.1 [5, с.37]. Дані до таблиці приймаємо у відповідності з пп. 2.1-2.5, правилами ремонту вантажних вагонів і даних про вертикальні пониження і горизонтальні поперечні зміщення вантажних вагонів [5, додаток 5], виходячи з вписування спроектованого візка в габарит 02-ВМ.

Таблиця 7.1– Вихідні дані для розрахунку

Конструктивні і технологічні допуски на основні частини візка наведені в таблиці 7.2, складеній у відповідності з формою П.1.2 [5, с.41].

Таблиця 7.2 – Додаткові вихідні дані: конструктивні і технологічні допуски

7.2 Визначення горизонтальних обмежень

Горизонтальні обмеження в залежності від поперечних перерізів, для яких виконується розрахунок, мають наступні позначення:

E₀ – напрямляючих перерізів; E_В – для внутрішніх перерізів; E_Н – для зовнішніх перерізів.

Зазначені обмеження розраховуємо за формулами, наведеними в п. 2.2.1 [5, с. 16].

Для колісних пар і закріплених на них частинах визначаються обмеження:

Dq_0i-k (7.1)

де S - ширина колії, S = 1465 мм [5, с. 17];

d – мінімальна відстань між зовнішніми гранями гребенів гранично зношених колісних пар.

 (7.2)

 мм

Для зручності запису в таблиці вводиться позначення:

 (7.3)

Для букс і закріплених на них частин визначаються обмеження:

. (7.4)

Для рами візка і закріплених на них частин визначаються обмеження

; (7.5)

; (7.6)

. (7.7)

q=q^’+q^’’; (7.8)

; (7.9)

; (7.10)

, (7.11)

де k₁, k₂, k₃ – коефіцієнти, які приймаються за таблицею 2.2 [5, с. 18].

Для надресорної балки і закріплених на ній частин визначається обмеження:

 (7.12)

Розрахунок коефіцієнтів згідно таблиці 2.2 [5, с. 18] і формул (7.9 - 7.11) наведений у таблиці 7.3.

Таблиця 7.3– Розрахунок коефіцієнтів при вписуванні в габарит 02-ВМ

Розрахунок горизонтальних обмежень для вузлів візка, виконаний за формулами (7.1 - 7.12), приведений для колісних пар і адаптера у таблиці 7.4, для рами візка і закріплених на неї частин – у таблиці 7.5.

Таблиця 7.4 – Горизонтальні обмеження для колісних пар, букс і закріплених на них частинах

Таблиця 7.5– Горизонтальні обмеження для рами візка і закріплених на ній частин

7.3 Розрахунок вертикальних обмежень

Величину понижень вузлів візка розраховуємо за формулами, наведеними в п. 2.5 [5, с. 25]:

- колісних пар

; (7.13)

- букс

; (7.14)

- рам візка

, (7.15)

де f₁ – статичний прогин гумометалевого елемента під вагою кузова брутто, f₁=14 мм;

- надресорної балки

, (7.16)

де f₂ - статичний прогин ресорного підвішування під вагою кузова брутто, f₂=73 мм.

Розрахунок вертикальних обмежень приведений в таблиці 7.6.

Таблиця 7.6 – Вертикальні обмеження

7.4  Визначення горизонтальних і вертикальних озмірів будівельних обрисів і розмірів проектних обрисів

Для верхнього обрису габариту 02-ВМ і нижнього обрису до 13-ї точки включно напівширина будівельного обрису на висоті i-ї точки габариту знаходиться за формулою:

, (7.17)

де - напівширина габариту 02-ВМ на висоті і-ї точки (див. рисунок).

Для нижнього обрису за кресленням 15д, що має номера точок 14 і більше:

точки 14-17:

; (7.18)

точки 18-19- тільки для гальмівних тяг:

. (7.19)

Вертикальні відстані від рівня верха голівок рейок до точок будівельного обрису відповідних частин візка і жорстко закріплених на них частин визначимо за формулами:

- для колісних пар

; (7.20)

- для букс

; (7.21)

- для рам візків

; (7.22)

- для надресорної балки

. (7.23)

Найменша висота точок проектного обрису визначається за формулою:

H_iП = H_i + e_y ,

де H_i – висота відповідних точок будівельного обрису;

e_y – полюсовий конструктивний і технологічний допуск на вертикальні розміри елементів візка.

Найбільша горизонтальна відстань віл осі колії до точок проектного обрису визначається за формулою:

B_iП = B_i – e_x ,

де B_i –півширина будівельного обрису на висоті і-ї точки;

e_x – додатний конструктивний і технологічний допуск на півширину відповідного елемента візка.

Результати розрахунків приведені в таблицях 7.7 - 7.12.

Таблиця 7.7– Візок, колісна пара

Таблиця 7.8– Візок, букса

Таблиця 7.9 – Візок, напрямляючий переріз рами

Таблиця 7.10 – Візок, середній переріз рами  м

Таблиця 7.11 – Візок, кінцевий переріз рами  м

Таблиця 7.12– Візок, надресорна балка  м

Всі частини візка вписуються у відповідні проектні обриси.

8. ЗАСОБИ ТЕХНІЧНОГО ДІАГНОСТУВАННЯ НАДРЕСОРНОЇ БАЛКИ

До засобів технічного діагностування надресорної балки відносяться:

-  стенд для навантаження надресорної балки;

-  акустико-емісійний комплекс А-Line32D !

Характерною ознакою металоконструкції цього стенду є замкнутість силових елементів, що не потребує його встановлення на фундамент, а невелика вага забезпечує навантаження надресорної балки тестовими навантаженнями.

Схема встановлення надресорної балки на стенді і напрямок дії випробувального навантаження приведені на рисунку 8.1

Стенд являє собою зварну металоконструкцію у вигляді потужного силового елементу замкнутого типу, в нижній частині якого приварені дві напрямні, що призначені для переміщення візка. Положення візка фіксується упорами. Візок призначений для передачі надресорної балки під навантаження домкратом. Гідродомкрат поршневий з повертальною пружиною типу Д70В80ПВ, тиск в гідросистемі 63 МПа (630 кг/см²). Компенсація можливого перекосу здійснюється за рахунок сферичної упорної поверхні поршня гідродомкрата. На опорних поверхнях встановлені шумопоглинальні прокладки.

Параметри навантаження надресорної балки:

-  швидкість зміни випробувального навантаження – не більше 50 кН/с (5 тс/с);

-  максимальне значення випробувального навантаження - 700±50 кН (70±5 тс);

-  тривалість витримки максимального навантаження – не менше 60 сек.;

-  величина навантаження, до якого здійснюється скидання максимального навантаження – нуль, швидкість скидання тестового навантаження не лімітується;

-  інтервал часу від моменту скидання максимального навантаження до нуля і початком повторного навантаження – не менше 60 сек.;

-  максимальне значення повторного навантаження - 700±50 кН (70±5 тс);

-  тривалість витримки при повторному навантаженні – не менше 60 сек.

Режим зміни випробувального навантаження надресорних балок приведено на рисунку 8.2.

Апаратна частина стенду виконана на базі акустико-емісійного дефектоскопічного комплексу А-Line32D.

Основні технічні характеристики апаратної частини приведені в таблиці 8.1.

Таблиця 8.1 - Основні технічні характеристики апаратної частиниА-Line32D.

А-Line32D здійснює виміри наступних АЕ параметрів: час реєстрування АЕ сигналу; час реєстрування максимальної амплітуди АЕ сигналу; час закінчення АЕ сигналу; енергія АЕ сигналу тощо.

Рисунок 8.1 Схема розташування ПАЕ при АЕ-контролі надресорної балки

Рисунок 8.2 Режим навантаження надресорної балки при АЕ-контролі

Програмне забезпечення А-Line32D реалізоване в середовищі Windows-95, 98, 2000. В програмі передбачено два основні режими роботи системи:

-  режим ON-LINE (апаратна частина підключена);

-  режим OFF-LINE (апаратна частина відключена);

Сигнали акустичної емісії приймають перетворювачі ПАЕ. Типи використовуємих перетворювачів: стандартні і спеціальні п’єзоелектричні перетворювачі акустичної емісії другого класу у відповідності з РД 03-300-99 (наприклад, типу ПАЕ ПП1-30-300, GT-200 або аналогічні).

Електричні сигнали від ПАЕ надходять у встановлений поряд модулі АЕ, де відбувається їх оброблення (підсилення, фільтрація, аналог-цифрове перетворення), і передаються по коаксіальному кабелю в системний блок комп’ютера.

ПАЕ встановлюють на поверхню об’єкта контроля, зачищену до R_z 40 (ГОСТ 2789), Надійне кріплення ПАЕ і модулів АЕ на деталі забезпечується магнітними утримувачами. Для створення акустичного контакту ПАЕ з поверхнею об’єкта контроля використовують рідкі середовища підвищеної в’язкості, наприклад, змащення «ЦИАТИМ».

Для налагодження АЕ системи ПАЕ після встановлення їх на контролює мий об’єкт використовують імітатор акустико-емісійних сигналів. Він створює пружні хвилі, що імітують сигнали акустичної емісії в контролюємо му об’єкті. Імітатор складається із електронного блока і п’єзоелектричного перетворювача з магнітним утримувачем.

Основні параметри імітатора АЕ сигналів приведені в таблиці 8.2.

Таблиця 8.2 - Основні параметри імітатора АЕ сигналів

При налагоджені АЕ апаратури випромінюючий перетворювач імітатора встановлюють через контактне змащення на підготовлене зачищене місце на деталь.

В наслідок проведення попередніх випробувань об’єкта контроля, надресорної балки, згідно РД 03-131-97 були виміряні параметри швидкості звука і затухання пружних хвиль в об’єкті, які необхідні для вимірювання різності часу приходу АЕ сигналів па ПАЕ і визначення координат ділянки деталі із джерелом АЕ сигналів, а також встановлені оптимальні параметри каналів обробки АЕ сигналів табл. 8.3. Середнє значення швидкості звуку для надресорних балок – 2800 м/с, середнє значення затухання для надресорних балок – 7 дБ/м.

Таблиця 8.3 - Параметри каналів обробки АЕ сигналів

Автоматизований комплекс для АЕ діагностики надресорних балок і п’єзоелектричні перетворювачі ПАЕ повинні бути перевірені (калібровані) в організаціях, акредитованих у встановленому порядку на право атестації засобів акустико-емісійного неруйнівного контролю.

9. РОЗРАХУНОК ЕКОНОМІЧНОЇ ЕФЕКТИВНОСТІ

Порівняно з візками моделі 18-100 на візках з підвищеними швидкостями руху передбачається застосування фрикційного клину з уретановою накладкою замість типового, заміна існуючої фрикційної планки на зносостійку планку, а також застосування у п’ятниковому вузлі поліетиленової прокладки, що має наметі зменшити темпи зношування опорної поверхні підп’ятника візка і робочих поверхонь фрикційних клинів, збільшити міжремонтні строки.

Проведемо розрахунок приблизного економічного ефекту від застосування на візку нового покоління зносостійких елементів. Застосування таких елементів потребує витрат на закупівлю та монтаж таких елементів.

9.1 Розрахунок економічної ефективності від застосування фрикційного клина з уретановою накладкою і нової зносостійкої фрикційної планки

Вартість типового сталевого клина складає 50,4 грн., і він замінюється через кожні 3 роки за умови його ремонту кожні 2 роки. Вартість сталевого клину – 16,3 грн. Ремонт клина являє собою наплавлення й встановлення, при необхідності, пластин. За термін служби сталевий клин переміняють 10 разів і 15 разів відремонтують. Вартість фрикційної планки 28,8 грн., і вона змінюється через кожні 5 років, тобто за термін служби її перемінять 6 разів.

Витрати на установку і ремонт існуючого фрикційного вузла гасника коливань за термін служби вагона складуть:

 грн.

де 8 – кількість фрикційних гасників на вагон.

Вартість фрикційного клина складає 192,2 грн., зносостійкої планки – 85,44 грн, і вони за весь термін служби замінюються один раз.

Витрати на придбання і заміну елементів типового фрикційного вузла гасника за термін служби вагона:

де a₂₀, a₂₄ - коефіцієнти приведення довготривалих затрат a₂₀=0,1486, a₂₄=0,1015 [, таблиця 3.1, с. 39];

k₁ – коефіцієнт, що враховує ПДВ – 20%, мито – 5%, страхування – 2%, транспортування – 1.7%, k₁=1,287.

грн.

Вартість уретанової накладки фрикційного клину – 34,7 грн., і вона замінюється 2 рази за термін служби вагона. Тоді за термін служби вагона витрати складатимуть:

де a₁₂ – коефіцієнт приведення довготривалих затрат, a₁₂=0,3186.

 грн.

Тоді загальні витрати у цьому випадку складатимуть:

 грн.

Економічний ефект від застосування на візку фрикційного вузла гасника коливань визначимо за формулою [, с. 9]:

 грн.

9.2 Розрахунок економічної ефективності від установки в п’ятнику поліетиленової прокладки

При установці поліетиленової прокладки виключаються витрати на ремонт підп’ятника наплавленням, що складають порядку 45 грн. Наплавлення підп’ятника при існуючому положенні роблять кожні 2 роки, тобто 15 разів за термін служби. Загальні витрати складатимуть:

 грн.

де 2 – кількість підп’ятникових вузлів на вагоні.

Вартість поліетиленової прокладки складає 133,5 грн., і термін її служби 10 років, тобто змінюватися вона буде за термін служби вагона 2 рази, тоді придбання за весь термін експлуатації складатимуть:

де a₁₀ – коефіцієнт приведення довготривалих затрат, a₁₀=0,2855 [, таблиця 3.1, с. 39].

 грн.

Тоді економія від модернізації підп’ятникових вузлів вагона буде:

 грн.

Загальний економічний ефект від застосування на візках нового покоління гумометалевих елементів буде дорівнювати:

 грн.

10. ОХОРОНА ПРАЦІ

10.1 Охорона праці у виробничому процесі

Основна частина робіт при виготовлені і ремонті рами візка для вантажних вагонів з підвищеними швидкостями руху виконується за допомогою зварювання. Розглянемо основні положення інструкції для електрозварювальників при автоматичному та напівавтоматичному дуговому зварюванні.

Загальні вимоги безпеки:

- кожен робочий зобов’язаний твердо знати і неухильно виконувати провила безпеки при виконання робіт;

- до роботи електрозварювальниками допускаються особи, що досягли 18-літнього віку, пройшли спеціальне навчання, інструктаж з техніки безпеки і засвоїли безпечні прийоми роботи;

- не можна торкатися частин механізмів, що знаходяться у русі, доторкатися до струмоведучих частин, електричних дротів (навіть ізольованих), кабелів, не наступати на переносні електрод роти, що лежать долі, так як при поганій ізоляції можлива травма електричним струмом;

- монтаж електрозварювальних агрегатів, їх ремонт і нагляд за ними повинні виконуватися електромонтерами;

- забороняється зберігати вогненебезпечні матеріали в місцях виконання зварювальних робіт;

необхідно слідити, щоб руки, взуття та одяг були завжди сухими.

Знаходячись в цеху, необхідно:

- звертати увагу на сигнали, що подаються з вантажопідйомних кранів і транспортом, що рухається;

- не стояти і не проходити під вантажем, піднятим краном, а також поміж станків, колонами, огородженням, стінами споруди, які близько розташовані до рухомого вантажу;

- при пересуванні по цеху користуватися тільки встановленими проходами.

Основна маса зварювальних робіт, яка виконується при виготовленні і ремонті основних частин візка, виконується напівавтоматичним та автоматичним зварюванням. Основні положення техніки безпеки при виконання такого виду зварювальних робіт наступні:

- перед пуском зварювального автомату перевірити справність пускового пристрою, впевнитись у неможливості самовімкнення автомата;

- при ввімкнені автомата або напівавтомата ввімкнути рубильник мережі живлення, а потім ввімкнути апаратний ящик, при вимкненні спочатку вимкнути апаратний ящик, а потім – рубильник мережі живлення;

- про помічені несправності обладнання доповісти майстру і без його вказівки до роботи не приступати;

- не допускати до роботи на автоматі чи напівавтоматі осіб, що не мають відношення до електрозварювання;

- опиратися або сідати на трансформатор струму і апаратний ящик автомата забороняється;

- обов’язково вимкнути автомат при:

а) перерві у подачі електроенергії,

б) відсутності на робочому місті навіть на короткий час,

в) тимчасовій перерві в роботі на зварюванні,

г) появі несправностей в автоматі або пристосуваннях.

д) зворотному русі головки автомата;

- перевіряти надійність кріплення касети зі зварювальним дротом;

- при роботі біля електорозварювальника, що працює відкритою дугою, вимагати огородження місця зварювання переносними ширмами або одягати захисні окуляри з кольоровими скельцями;

- при зварюванні на автоматі (з відкритою дугою) для захисту очей користуватися екраном з захисним склом, змонтованим на автоматі;

- при проскакуванні під час зварювання світла електричної дуги з-під флюсу підняти головку автомата і збільшити подачу флюсу;

- слідити за рівнем флюсу в бункері і своєчасно його поповнювати;

- перед запуском автомату обов’язково засипати дугу флюсом;

- прибирання флюсу зі шва виконувати в рукавицях флюсовідсмоктувачем або совком і сталевою щіткою тільки при потемнілій шлаковій кірці шва;

- відчищати проварений шов від шлакової кірки зубилом , розбиваючи кірку шва легкими ударами, зубило повинно бути довжиною не менше 150 мм;

- забороняється становитися ногами, колінами, обпиратися ліктями чи долонею або присідати на тільки що проварений шов, слідкувати, щоб не робили інші;

- при зварюванні в середовищі захисних газів слідити, щоб шланги для захисних газів і водяного охолодження автоматів і напівавтоматів у місцях з’єднання зі штуцерами не пропускали газ і воду;

- електрошлакове зварювання виконувати при наявності місцевої витяжної вентиляції;

- перемотування зварювального дроту з бухти на касету виконувати тільки після того, як буде одержано спеціальний інструктаж.

По закінченню роботи необхідно:

- вимкнути рубильник зварювального апарата, при роботі на автоматах і напівавтоматах – перекрити воду;

- після закінчення зварювальних робіт дослідити всі місця, куди можуть долетіти розжарені частинки металу, іскри і викликати загорання, впевнитись. Що після роботи не залишилось тліючих предметів (ганчір’я, ізоляційного матеріалу тощо);

- зібрати дроти і захисні пристосування, укласти їх на належне місце або здати до комори.

10.2 Організація охорони праці, навчання та інструктаж

Правила, інструкції, технічні вимоги й інша документація з питань техніки безпеки й промислової санітарії розробляються на основі трудового законодавства, що захищає інтереси трудящих, їхнє життя й здоров'я.

Відповідно до діючого законодавства кожен працівник при вступі на роботу повинен пройти медичний огляд, вивчити правила й інструкції з техніки безпеки, що відносяться до його професії, і здати іспит в знанні безпечних умов праці. Випробування й медичний огляд працівники проходять періодично у встановлений термін.

Керівники робіт - майстра й бригадири цехів, старші оглядачі вагонів - зобов'язані систематично проводити груповий й індивідуальний інструктаж з техніки безпеки й контролювати виконання працюючих цих правил. У випадку порушення останніх або виявлення виникаючої небезпеки роботи повинні бути негайно припинені, а причини, що загрожують безпеці праці, усунуті.

Відповідальність за стан охорони праці підприємства й дотримання трудового законодавства у вагонних депо відповідно до діючого положення несе начальник депо й головний інженер;

Контроль за дотриманням вимог охорони праці на підприємствах здійснюється профспілковою організацією, а також технічною й санітарною інспекцією.

Основою забезпечення безпечних умов праці є чітке виконання кожним працівником вимог Правил технічної експлуатації залізниць, правил й інструкцій з техніки безпеки.

Відповідальна особа за охороною праці зобов'язана створити в кожному структурному підрозділі і на робочому місці умови праці відповідно до вимог нормативних актів, а також забезпечити додержання прав працівника, гарантованих законодавством про охорону праці.

З цією метою відповідальна особа забезпечує функціонування системи управління охороною праці, для чого:

-  створює відповідні служби і призначає посадових осіб, які забезпечують вирішення конкретних питань охорони праці, затверджує інструкції про їх обов'язки, права та відповідальність за виконання покладених на них функцій;

-  розробляє за участю профспілок і провадить комплексні заходи для досягнення встановлених нормативів з охорони праці, впроваджує прогресивні технології, досягнення науки і техніки, засоби механізації та автоматизації виробництва, вимоги ергономіки, позитивний досвід з охорони праці;

-  забезпечує усунення причин, що призводять до нещасних випадків, професійних захворювань, і виконання профілактичних заходів, визначених комісіями за підсумками розслідування цих причин;

-  організовує проведення лабораторних досліджень умов праці, атестації робочих місць на відповідність нормативним актам про охорону праці в порядку і строки, що встановлюються законодавством, вживає за їх результатами заходів щодо усунення небезпечних і шкідливих для здоров'я виробничих факторів;

-  розробляє і затверджує положення, інструкції, інші нормативні акти про охорону праці, що діють у межах підприємства та встановлюють правила виконання робіт і поведінки працівників на території підприємства, у виробничих приміщеннях, на будівельних майданчиках, робочих місцях відповідно до державних міжгалузевих і галузевих нормативних актів про охорону праці, забезпечує безплатно працівників нормативними актами про охорону праці;

-  здійснює постійний контроль за додержанням працівниками технологічних процесів, правил погодження з машинами, механізмами, устаткуванням та іншими засобами виробництва, за використанням засобів колективного та індивідуального захисту, виконанням робіт відповідно до вимог щодо охорони праці;

-  організовує пропаганду безпечних методів праці та співробітництво з працівниками у галузі охорони праці.

В разі відсутності в нормативних актах про охорону праці вимог, які необхідно виконати для забезпечення безпечних і нешкідливих умов праці на певних роботах, відповідальна особа зобов'язана вжити погоджених з органами державного нагляду заходів, що забезпечать безпеку працівників.

У разі виникнення на підприємстві надзвичайних ситуацій і нещасних випадків відповідальні зобов'язаний вжити термінових заходів для допомоги потерпілим, залучити в разі необхідності професійні аварійно-рятувальні формування.

Усі працівники при прийнятті на роботу і в процесі роботи проходять на підприємстві інструктаж (навчання) з питань охорони праці, подання першої медичної допомоги потерпілим від нещасних випадків, а також про правила поведінки при виникненні аварій згідно з типовим положенням, затвердженим Державним комітетом України по нагляду за охороною праці.

Працівники, зайняті на роботах з підвищеною небезпекою або там, де є потреба у професійному доборі, повинні проходити попереднє спеціальне навчання і один раз на рік перевірку знань відповідних нормативних актів про охорону праці. Перелік таких робіт затверджується Державним комітетом України по нагляду за охороною праці.

Посадові особи згідно з переліком, затвердженим Державним комітетом України по нагляду за охороною праці, до початку виконання своїх обов'язків і періодично один раз на три роки проходять у встановленому порядку навчання, а також перевірку знань з охорони праці в органах галузевого або регіонального управління охороною праці з участю представників органу державного нагляду та профспілок.

Допуск до роботи осіб, які не пройшли навчання, інструктаж і знань з охорони праці, забороняється.

У разі незадовільних знань з питань охорони праці працівники повинні пройти повторне навчання.

На прохання працівника проводиться додатковий інструктаж з питань охорони праці.

ВИСНОВОК

В даному дипломному проекті розглянуто основні питання, щодо створення високошвидкісного візка для вантажних вагонів. Було приведено всі необхідні розрахунки, з яких видно що візок має всі необхідні якості для надійної і безпечної роботи на залізничних коліях. Також було приведено економічний розрахунок, який обґрунтовує експлуатацію такого візка з точки зору вигідності в економічному плані.

Розроблений візок доцільно впровадити в експлуатацію на рухомий склад згідно з програмою розвитку залізничного транспорту.

ЛІТЕРАТУРА

1.  Шадур Л.А. и др. Вагоны. – М.: Транспорт, 1973

2.  Шадур Л.А. и др. Расчет вагонов на прочность. – М.: Транспорт, 1971

3.  Методические указания у курсовому и дипломному проектированию. Выбор и обоснование основных параметров полувагонов с использованием ЭВМ / Под. ред. Шевченко П.В. – Х.: ХИИТ, 1980

4.  Нормы расчета и проектирования вагонов железных дорог МПС колеи 1520мм (несамоходных), изменения и дополнения. – М.: ГостНИИВ-ВНИИЖТ, 1996

5.  Инструкция по применению габаритов подвижного состава. – М.: Транспорт, 1988

6.  Шибер Р.А., Круглий Г.Т. Устройство и ремонт вагонов. – М.: Транспорт, 1974

7.  Гандзюк М.П., Желібо Є.П., Халімовський М.О. Основи охорони праці. – К.: Каравела, 2003

8.  Кутах О.П., Зеркалов Д.В. Охорона праці на залізничному транспорті. Частина 1. – К.: ТОВ Міжнародна агенція, 1997