課程設計(集裝箱專用平車總體設計)

車輛工程課程設計集裝箱專用平車總體設計【摘要】論文結合我國現有主型集裝箱專用平車實際情況，對現有集裝箱專用平車進行分析比較，總結已有集裝箱專用平車的經濟性，結構特點。在此基礎上選擇出車輛的基本參數，之后對主要參數進行校核。在符合車輛限界等條件下，對車體鋼結構進行具體設計，重點還闡述了轉向架的選型設計，制動裝置選型設計、鉤緩裝置選型設計和集裝箱鎖閉裝置的選型設計?！娟P鍵詞】集裝箱專用平車；制動；轉向架；鎖閉裝置;總體設計1.概述為滿足鐵路貨運快捷、重載、安全、可靠、優(yōu)質、環(huán)保的要求，實現鐵路跨越式的發(fā)展，鐵路車輛尤其是貨車車輛無論是品種、檔次，還是質量都將會有一個較大的提高。鐵道工業(yè)發(fā)展的戰(zhàn)略重點是提速與重載，要求鐵路貨運車輛必須減輕車輛自重。而減輕車輛自重的途徑除了合理的設計參數選擇、優(yōu)化的結構設計外，最重要的是材料品種、性能和質量。傳統(tǒng)材料普碳鋼和耐候剛等已經明顯不能適應新形勢的需要，這是不銹鋼以其特有的耐腐蝕性強、自重輕、造型美觀、耐高溫、壽命周期長等優(yōu)點，受到了鐵路車輛制造企業(yè)的極大關注，應用范圍越來越廣。集裝箱運輸作為一種先進的運輸方式，具有效率高、速度快、貨損少和聯(lián)運方便等優(yōu)點，便于實現門到門運輸、減少裝卸環(huán)節(jié)、降低運輸成本。鐵道部非常重視集裝箱運輸，在鐵路主要技術政策和鐵路發(fā)展規(guī)劃中，將集裝箱運輸作為新的經濟增長點，大力發(fā)展集裝箱運輸。隨著我國國民經濟的快速發(fā)展，鐵路集裝箱在箱型、載重等方面得到很大改進。隨著我國鐵路集裝箱運輸事業(yè)的蓬勃發(fā)展，特別是我國加入WTO之后，鐵路集裝箱在運輸箱型、數量、載重等方面發(fā)生了很大變化，過去研發(fā)的集裝箱專用車輛已難以滿足集裝箱運輸的需求。提高運輸能力，具有明顯的經濟效益和社會效益。2.車輛基本參數的選擇2.1我國已有集裝箱專用平車參數比較和參考2.1.1結構比較此處將X1k、X2K、X4k、X

圖1(X1k型集裝箱專用平車)圖2(X1kX4k圖3(X4kX6k圖41.手制動裝置；2.位轉K2轉向架；3.標記；4.底架組成；5.底架附屬件；6.空氣制動裝置；7.集裝箱鎖閉裝置；8.2位轉K2轉向架；9.車鉤緩沖裝置。X2K、X4k、X6k項目XXX載重/t617278自重/t17.221.822自重系數0.280.300.28軸重/t212325每延米重/t5.974.7325車輛長度/mm132301936619466底架長度/mm123001840018500車輛定距/mm89001420015666裝箱數/TEU234主要裝箱形式單層單層雙層裝載條件不選配選配選配運用條件全國通用全國通用全國通用表12.1.2車輛技術經濟指標分析對比車輛編組長度按850m站線長(車輛計長70m)計算，車輛投人按2006年鐵道部招標采購價計算，車輛產出按鐵道部規(guī)定的箱公里總費率來計算，車輛運用有效里程按1年運行10萬km、30%的返空率來計算。鐵道部鐵運[2005]46號文發(fā)布的《鐵路貨物運價規(guī)劃》規(guī)定，總重在24t以下的20ft集裝箱總費率(集裝箱運價率+電氣化附加費率+鐵路建設基金費率)約為1.4元/(箱·km)，總重在50.4st的20ft集裝箱總費率約為1.6元/(箱?km)，4oft集裝箱總費率約為2.9元/(箱?km)。表2為這3種車輛技術經濟性比較表。項目XXX車輛數/輛583939列車總裝箱數/TEU116117156列車總載重量/t353828083042列車運輸能力/(t*TEU)410408328536474552車輛采購單價/萬元30.740.041.6列車采購投入1780.815601622.41年車輛產出/萬元1299.21146.61556.1表2從表2可以看出:在850m站線長度內，列車總載重量X6K最大，X2K次之，X4K最少;列車總裝箱X2K最多，凡X4K僅比X6K多1TEU;#IJ車運輸能力X2K最大，X6K次之，綜上所述在上表的參數對比中可以發(fā)現，X6k基本符合本課程設計的要求。2.2車輛性能參數的解釋與選擇自重系數：指運送每單位標記載重所需的自重，其數值為車輛自重與標記載重的比值。對于貨車而言，這個技術參數是極其重要的參數之一。設定該單浴盆重載運煤敞車的自重為17.2t，載重為61t，故自重系數為0.28.軸重：是指按車軸型式及在某個運行速度范圍內該軸允許負擔的并包括輪對自身在內的最大總質量。軸重的選擇與線路、橋梁及車輛走行部的設計標準有關。這里將該車的軸重設定為21t。最小曲線半徑：指配用某種型式轉向架的車輛在戰(zhàn)場或廠、段內調車時所能安全通過的最小曲線半徑。當車輛在此曲線區(qū)段上行駛時不得出現脫軌、傾覆等危及行車安全的事故，也不允許轉向架與車體底架或與車下其他懸掛物相碰。該車在正線運行的狀況下，最小曲線半徑為300m；出廠線運行時，最小曲線半徑為150m。構造速度：指除了滿足安全及結構強度條件外，還必須滿足連續(xù)以該速度運行時，車輛有足夠良好的運行性能。將該車的構造速度設定為120km/h。轉向架：為有效降低輪軌間作用力，減小各部分磨耗，實現免維修化管理并減少檢修工作量，結合構造速度（120km/h），采用轉k2轉向架。軌距：采用標準軌距，即1435mm。2.3.車輛尺寸參數的選擇車輛定距：指車體支承在前、后兩走行部之間的距離，若為帶轉向架的車輛，車輛定距又可稱為轉向架中心距。結合我國已有單浴盆重載運煤敞車定距，將該車車輛定距設計為8900mm。轉向架固定軸距：不論是二軸轉向架或是多軸轉向架，同一轉向架最前位輪軸中心與最后位輪軸中心之間的距離稱為轉向架固定軸距。該車轉向架固定軸距為1800mm。車輛最大高度：指車輛最大高度是指車輛頂部最高點離鋼軌水平面之間的距離，該尺寸必須要符合機車車輛限界的要求。該車最大高度為3542mm。國際集裝箱載面距軌面的高（空車）高度為1130mm底架寬度：指車體最寬部分的尺寸。該車最大寬度為2750mm。車輛長度：該車車體長度為13230mm。車鉤高：又稱車鉤中心線距軌面高度，指車鉤鉤舌外側面的中心線至軌面高度。我國標準車鉤高為880mm。底架長度：該車底架長度為12300mm參數選擇如下表3：參數名稱參數值車輛自重17.2t載重量60t自重系數0.30軸重21t每延米重5.97t/m最小曲線半徑正線300m，出廠線150m構造速度120km/h轉向架轉K2轉向架軌距1435mm車輛定距8900mm轉向架固定軸距1750mm底架寬度2750mm車輛長度13230mm車鉤高880mm車輛最大高度（空車）1480mm集裝箱裝載面距軌面高（空車）1140mm空車重心高695mm制動機型式120型制動機全車制動倍率9.1全車制動率（常用制動位）空車32.3%全車制動率（常用制動位）重車18.4%限界：符合GB146.1-83《標準軌距鐵路機車車輛限界》的規(guī)定表33.車輛主要尺寸、參數的校核3.1車輛限界校核機車車輛限界是一個和線路中心垂直的極限橫斷面輪廓。機車、車輛無論是空車或重車，無論是具有最大標準公差的新車還是具有最大標準公差和磨耗程度的舊車，當其停放在水平直線上且無側向傾斜及偏移時，除電力機車升起的受電弓外，其他任何部分均應容納在限界輪廓之內，不得超越。我國的機車車輛限界經過多次修改，目前實施的運行速度低于200km/h的準軌機車車輛限界標準為GB146.1-83。其上部限界如圖5所示：圖5機車車輛上部限界GB146.1-83(車限-1A)（v＜200km/h）圖6機車車輛下部限界（車限-1B）（v＜200km/h）圖7通過裝減速器（工作位置）駝峰的貨車下部限界（車限-2）（v＜200km/h）利用給定的機車車輛限界可以具體校核車輛的尺寸如下：例如新造車需在空載狀態(tài)下按機車車輛上部限界，即按車限—1A（圖5）校核其垂直面內的最大尺寸，且在考慮頂部尺寸時應以車鉤距軌面高的上偏差為準，即以名義高度加10mm不得超出頂部限界。在考慮下部限界時刻分為兩種情況：對不通過自動化、機械化駝峰的一般車輛，按車限-1B（圖6）校核；對需要通過自動化、機械化駝峰的貨車應該按車限-2（圖7）校核。在校核車輛下限界時應以車體或轉向架處于最低可能位置來考慮，即車輛不僅在名義載重作用下具有適當的靜擾度，而且應該按廠、段修規(guī)程檢修限度表中允許的心盤、銷套、輪輞的最大磨耗及彈簧、車體各梁允許的最大永久變形等來校核。結論：通過對車輛限界的校核，該車最大寬度、最大高度等尺寸都符合車輛限界標準GB146.1-83的要求。3.2車輛在曲線上的靜偏移量校核對車輛在曲線上的靜偏移量進行校核時，有轉向架車輛和無轉向架車輛在原理上是相同的，由于本次課程設計的對象是有轉向架（轉k5轉向架）車輛，所以靜偏移量計算如下：對于有轉向架的車輛，轉向架本身就是一個小的二軸車，轉向架心盤處也要向曲線內側偏移如下圖8所示，設轉向架的固定軸距為。圖8帶轉向架四軸車在曲線上的偏移狀況則中部偏移量為：又由于＞＞，且＞＞略去一些角度引起的偏差，可得四軸車車體中央偏移量為：四軸車車體端部偏移量為：其中：——車輛長度——車輛定距——曲率半徑——轉向架固定軸距以上數據在本次課程設計中的設計參考值分別為：，，，將以上數據帶入上述兩式可得：，結論：由于和兩者相差為，即偏移量和相差基本滿足設計要求，因此車輛在曲線上的靜偏移量是能夠滿足車輛設計要求的，即車輛的定距、長度以及整車的曲線通過能力都滿足設計要求，車輛能夠在線路上正常運行。4.結構設計4.1車體鋼結構車輛供裝載貨物或乘坐旅客的部分稱為車體，車體結構是車輛整體框架的構造，是車輛的主要構造，因此車體結構需要足夠的剛度和強度，以滿足車輛總體設計的要求和車輛在線路上安全舒適運行的需要等，車體結構設計主要考慮車輛的重量和速度等方面，另外在設計過程中必須考慮到車輛的經濟性能。貨車車體的主要組成部分包括底架、側壁（墻）、端壁（墻）、車頂等，而平車的車體主要是底架，無側墻、端墻等。車體底架通過心盤或旁承支承在轉向架上。車體鋼結構承擔了作用在車體上的各種載荷。4.1.1底架結構底架為全鋼焊接結構，由端梁、中梁、側梁、枕梁、中橫梁各端橫梁組焊而成。中梁為H600mm×200mm×11mm×17mm型鋼加上下蓋板拼焊成魚腹形槽鋼，并設有中央大橫梁以及工字形端橫梁，端部設有縱向輔助梁，采用鍛鋼上心盤及材質為C級鑄鋼的前后從板座。前后從板座與中梁間采用符合運裝貨車[2004]66文要求的專用拉鉚釘連接，裝用鐵路貨車車號自動識別系統(tǒng)車輛標簽。底架結構如下圖9圖94.1.2中梁、底架的結構特點及制造底架為全鋼鉚焊結構;中梁是魚腹形變截面箱形梁,為主要的承載部件。該底架能承載61t。其結構見圖10。橫梁組成(1)、橫梁組成(2)、枕梁是由鋼板組焊成的斜箱形截面梁;端梁為開口L形截面梁;橫梁組成(3)是由鋼板組焊成的變截面工字梁。底架上裝有6組伸縮式旋轉鎖和2組固定式轉鎖。圖10底架結構1-端梁;2-中梁;3-枕梁4-橫梁組成(1);5-橫梁組成(2);6-橫梁組成(3);7-側梁;8-上蓋板;9-腹板;10-隔板(3);11-下蓋板。底架的撓度、傾斜、心盤橫向間隙過大及牽引梁上翹下垂等主要與中梁因組裝、焊接變形造成的扭曲、旁彎、撓度過大等問題直接相關。一方面中梁組成的制造難度大:(1)中梁具有較大的強度及剛度和大的外形尺寸,組焊成形后進行機械矯正的難度很大;(2)組裝要求高;(3)由于是小批量,沒有專用的工裝,加工難度較大,尺寸精度難以控制;(4)由于焊角大,焊接熱輸入量大,中梁產生的焊接變形亦大。另一方面車體上組裝的6組伸縮式鎖頭和2組固定式鎖頭的對角線差、承載面高低差要求嚴格,這就對底架組對后端梁和各大橫梁高低差、對角線的組裝精度提出了更高的要求,給底架組焊尺寸的控制增加了難度。4.1.3組焊工藝圖11腹板和下蓋板采取3段拼接方案,上蓋板采用2段拼接方案,接口相互錯開。放樣下料時為防止因受熱不均造成的旁彎,先切割兩側A、B處,等板料冷卻以后再切割端頭C處,見圖2。拼接后蓋板和腹板全長旁彎不超過2mm。且兩腹板只能朝同一側彎,旁彎之差不大于2mm。接長焊縫采用雙面埋弧焊,焊后磨平并進行超聲波探傷檢查。將中梁下蓋板吊至簡易組焊臺上墊好,畫好縱橫中心線及隔板的組焊位置,組裝隔板和腹板,并在牽引梁前后從板座處增設工藝板,防止因焊接造成的橫向收縮影響從板座的組裝。在對中梁施焊前,牽引梁及心盤安裝座處須與水平承臺面緊密貼合,并輔以外力壓緊固定,中梁底部墊實,使中梁扭曲得以控制。焊接中梁內腔各焊縫的順序是:先焊腹板與下蓋板內側水平焊道,其次焊接各隔板與下蓋板的水平焊道,再次焊接各隔板與腹板間焊道。焊接腹板與下蓋板內側角焊縫時采用逆向分段焊法,4人同時從中心向兩側施焊。將中梁松夾后,將中梁翻倒成和位置墊平,從里向外焊接隔板與腹板間角焊縫。為了防止一次焊完各隔板與一側腹板間焊道,再焊另一側時造成中梁旁彎嚴重的問題,采用跳焊法(即焊完部分隔板與腹板間焊縫后,將中梁翻轉180°,焊接另一側部分隔板與腹板間焊縫),減少先后焊縫的熔敷量差來控制焊接變形,從而減小中梁旁彎。將中梁成位置放正,組裝中梁上蓋板,然后將中梁翻轉180°將中梁墊好,采用剛性固定中梁上蓋板,減少因中梁上蓋板與中梁腹板焊角大,熱輸入量大引起的上蓋板角變形。焊接過程中采用逆向分段焊法,4人同時從中心向兩側施焊,分兩層施焊,焊接過程中采用錘擊法釋放焊接應力,焊完第一層后,進行層間清渣,等焊縫冷卻以后,松開剛性固定裝置,將中梁翻轉180°最后焊接中梁下蓋板與腹板外側角焊縫,然后再將中梁翻轉180°將中梁上蓋板剛性固定好,焊接中梁上蓋板與中梁腹板外側角焊縫第二層。通過采取以上這些措施后,中梁上撓度基本控制在19mm,旁彎6mm,牽引梁下垂(-)5mm,心盤兩側間隙小于0.5mm,達到了設計要求綜合考慮底架組焊要求:(1)中端梁水平高低差、底架對角線差不大于12mm;(2)枕梁對角線差不大于8mm;(3)上心盤中心線與兩側梁外側距離差不大于3mm;(4)同一集裝箱使用的鎖座,承載高低差不大于6mm;(5)40ft箱、45ft箱對應的托板座板孔中心對角線差不大于16mm;(6)20ft箱對應的托板座板孔中心對角線差不大于13mm。同時考慮到對底架扭曲變形的控制,設計制作了簡易組焊工裝和夾緊工裝,校對了上心盤水平承載臺的水平度,在各梁組裝位置設定和水平檢測點。組焊工藝:(1)將中梁吊至底架簡易組對胎上,定位加緊,檢測上心盤與水平承載胎間的間隙。(2)按照先組裝枕梁、橫梁,然后組裝側梁和端梁的順序組裝。組裝過程中利用水平檢測點及平尺、水平檢測尺找正各梁高低差,旋轉高度調整頂針定位,保證一側梁與二位側梁高度差不超過3mm。(3)調整各梁及各鎖閉裝置對角線及底架寬度,將對角線差控制在10mm內。(4)為防止各梁腹板與中梁腹板焊接收縮造成底架旁彎,在各部組裝尺寸達到要求后,先對稱立焊枕梁與中梁、側梁間焊縫,再校對各部尺寸后,對稱立焊端、橫梁與中梁、側梁間焊縫,最后組焊地板和鎖閉裝置。底架組焊完成后,中梁撓度下浮10mm4.2轉向架選型設計車輛轉向架的優(yōu)良直接決定了列車的運行速度、載重量、運行平穩(wěn)性能以及運行安全性能等方面，所以貨物列車的轉向架選型設計必須綜合各方面因素，選擇性能優(yōu)良、結構適宜于列車特點的轉向架。對于我國普通的貨物列車，除少數專用車輛外普遍采用鑄鋼三大件式轉向架，本次課程設計的車輛也不例外，結合以往已有經驗，根據貨物列車載重量的需求以及速度的要求，本次課程設計采用轉K2轉向架，基結構如圖12圖13：圖12圖13轉2轉向架的技術特點如下：轉K2轉向架是在轉8A轉向架基礎上研制的,通過采取在兩側架間加裝彈性下交叉支撐裝置、空重車兩級剛度彈簧、雙作用常接觸張廷發(fā)旁承、心盤磨耗盤等技術設計而成的0，基本結構與轉8G類似，屬于傳統(tǒng)的鑄鋼三大件式擺動轉向架，具有結構簡單、車輪均載性好、制造成本低、檢修維護方便等優(yōu)點；該轉向架在兩側架之間安裝了彈性下交叉支撐機構，交叉桿從搖枕下面穿過，4個端點用軸向橡膠墊與側架連接，提高了轉向架的抗菱剛度，從而提高轉向架的蛇行失穩(wěn)臨界速度、提高貨車直線運行的穩(wěn)定性。交叉支撐裝置可有效保持轉向架的正位狀態(tài)，從而減小了車輛在直線和曲線運行時輪對與鋼軌的沖角，改善轉向架的曲線通過性能，顯著減少輪軌磨耗?？朔藗鹘y(tǒng)三大件轉向架的正位對斜楔狀態(tài)的依賴。為了減少上下心盤的磨損，采用了耐磨性能優(yōu)良的心盤磨耗盤完全避免了上下鋼質心盤間的直接磨耗，改善了心盤面的承載均衡性，有效提高上下心盤的使用壽命和減少檢修工作量。轉K2型轉向架的中央懸掛系統(tǒng)由10個外圓彈簧，10個內圓彈簧，4組雙卷減振彈簧組成。實現了空重車兩級剛度。這種結構由于在空車時彈簧剛度小，靜撓度大，提高了空車運行時的平穩(wěn)性。采用斜楔減振裝置，彈性常接觸式旁承和新型制動梁，具有耐久性和可靠性；整體式斜楔減振裝置，由側架磨耗板、斜楔、搖枕斜面磨耗板和雙卷減振彈簧組成。雙作用彈性旁承，可提高轉向架與車體間的回轉約束和車體側滾約束，抑制以轉向架搖頭與車體側滾為主的蛇行失穩(wěn)形式，達到提高車輛運行平穩(wěn)性和穩(wěn)定性的目的。強度按照21t軸重設計。轉K2轉向架主要技術參數如表4：軸重/t21/18軌距/mm1435自重/t4.2軸型RD2固定軸距/mm1750軸頸中心距/mm1956旁承中心距/mm1520下心盤上平面距軌面自由高/mm717基礎制動倍率4最高商業(yè)運營速度/（km/h）軸重18t時120軸重21t時100表4限界：符合GB14611-83《標準軌距鐵路機車車輛限界》車限-1B的要求轉向架強度：符合TB/T1335-1996《鐵道車輛強度設計及試驗鑒定規(guī)范》動力學性能指標：符合GB5599-85《鐵道車輛動力學性能評定和試驗鑒定規(guī)范》4.3制動系統(tǒng)選型設計制動系統(tǒng)（也稱制動裝置）一般可分為如下兩大組成部分：制動機——產生制動原動力并進行操縱和控制的部分。基礎制動裝置——傳送制動原動力并產生制動力的部分。4.3.1制動機選型設計根據以往貨物列車成熟經驗，本車采用120型空氣制動機，它是我國目前鐵路貨車車輛上使用的最新型的一種空氣制動機，在我國新造和廠修的貨車車輛上都將更新安裝120型空氣制動機。120型空氣制動機主要特點是：120閥的主閥作用部（主控機構）仍然采用103閥行之有效的橡膠模板加金屬滑閥的結構，包括其局減室、局減閥、緊急二段閥等，具有比較完善的兩階段局減作用和緊急制動時制動缸壓強先躍升后緩升的二段變速充氣作用，但是120閥采用了直接作用方式。這是因為，間接作用方式復雜，初充氣時間長，而原來認為的直接作用方式存在的一些問題，后來由于使用條件的變化和某些制動新技術的采用，已經初步得到解決。如此一來，在120閥上不再有工作風缸、容積室、均衡部、充氣止回閥部的存在，同時副風缸容積減小，結構得到簡化，初充氣時間也得以縮短。緊急閥采用了帶先導閥的二級控制機構，大大提高了貨物列車的緊急制動波速，達到了國際先進水平。加裝了有制動缸排氣壓強控制的加速緩解閥和11L的加速緩解風缸，在本車制動缸開始緩解時打開加速緩解閥，使加速緩解風缸的定壓空氣向列車管逆流，產生局部減壓，加速相鄰車輛的緩解速度，從而提高全列車的緩解波速，使低速緩解的縱向沖動減輕。加裝了BZH型半自動緩解閥。該閥不是排副風缸的風，而是直接排制動缸的風，并具有自鎖功能。及時在緊急制動后列車管壓強為零時，也不用總拉著緩解閥手柄，只要拉動后聽到緩解閥活塞部下方排氣口有排氣聲，說明制動缸已經開始緩解，便可以松手，讓手柄復位，制動缸仍然能繼續(xù)緩解，直到壓強為零。既方便調車作業(yè)，又節(jié)約壓力空氣。在滑閥上增設了一個在制動保壓位溝通列車管和副風缸的?0.2的小孔，稱為“眼淚孔”或“呼吸孔”，以適應壓力保持操縱。具有防誤裝的銷釘和防盜竊的緊固結構。4.3.2基礎制動裝置選型設計基礎制動裝置是傳送制動原動力并產生制動力的部分，現有基礎制動裝置主要有踏面制動基礎制動裝置和盤形制動裝置，從本車運行速度、載重量和車輛運行特點出發(fā)，該車的制動系統(tǒng)配件盡可能采用了目前國內鐵路貨車廣泛采用的、技術成熟的通用制動配件即踏面制動基礎制動裝置，以提高通用性能，方便檢修和維護。根據轉向架的型號（型號為轉K2轉向架），基礎制動裝置采用雙片吊掛直接作用式基礎制動裝置，且采用單側閘瓦踏面制動，并使用閘調器以改善車輛在運用過程中的運行性能，目前使用的調整閘瓦間隙的裝置是ST1-600型閘調器，其作用原理是通過機械的方法改變中拉桿和上拉桿的長度來調節(jié)閘瓦磨損所產生的間隙。在這套制動系統(tǒng)中利用補償原理將閘瓦磨損后的誤差自動消除，即在每次緩解動作時通過抽入油箱中油液來消除閘瓦磨損后產生的位移誤差。使每一次制動時都能達到理想的制動效果。4.3.3制動計算根據2004年7月鐵道部發(fā)布的《鐵路主要技術政策》規(guī)定，列車緊急制動距離規(guī)定如下[19]：旅客列車緊急制動距離規(guī)定——貨物列車緊急制動距離規(guī)定——對于本次設計的貨物列車而言，其運行速度為120km/h，采用21t軸重轉向架，所以制動距離不能超過1100m。我國5鐵路技術規(guī)程6規(guī)定,貨車位時列車管定壓為500kPa;客車位時為600kPa。由于貨車編組一般在60輛左右，這里把編組定在60輛；軸承為滾動軸承、重車，全是高磷閘瓦，自重21t，載重60t，120型空氣制動機，定壓500kPa。以下對本車緊急制動距離進行計算：（按照兩萬噸貨物列車運行計算）列車牽引機車1臺DJ1型電力機車編組列車編組60輛。機車計算重量P2*92t。車輛自重17.2t載重量60t制動機型式120型空氣制動機列車初速120km/h制動形式緊急制動查文獻[2]P121表《機車每臺換算閘瓦壓力和等效閘瓦壓力推薦值》得到DJ1型電力機車的換算閘瓦壓力為500KN。圖14當列車管定壓為500kPa時，120型空氣制動機，所選車輛類型為平車，所選轉向架為轉K2轉向架，軸重21t，車輛載重60t，故查文獻[2]P122表《四軸重車每輛換算閘瓦壓力和等效閘瓦壓力推薦值》有每輛車的換算閘瓦壓力在重車位時為180kPa，換算閘瓦壓力在空車位時為70kPa。采取緊急制動時，按照重車計算：圖15故全列車換算閘瓦壓力總和為全列車重力總和為緊急制動時的列車換算制動率為列車制動實際上經歷了三個階段：無制動力的純空走階段、全列車閘瓦壓力由零上升到預定值的遞增階段和全列車閘瓦壓力保持不變的穩(wěn)定階段。但是，為了便于計算，通常假定全列車的閘瓦壓力在遞增階段的某一瞬間同時壓上車輪并假定全列車閘瓦壓力在這一瞬間突增到預定值，這樣，列車制動過程就被簡化成了兩個階段：從實施制動到假定制動力突增那一瞬間的階段都成了毫無制動力的空走過程，它經歷的時間被稱為空走時間，以表示，在這一段時間所走過的距離被稱為空走距離，用表示；從突增那一瞬間到列車停住的階段都成了全列車閘瓦壓力保持預定值的有效制動過程，它所經歷的時間被稱為有效制動時間，以表示，在這一段時間內走過的距離被稱為有效制動距離，以表示。則制動距離可按下式計算：根據上述假定，列車在空走時間內是在惰行。那么，在平道、上坡道或坡度絕對值較小的下坡道，列車速度應該逐漸降低，空走距離較短；而在較陡的下坡道，當坡道下滑力大于列車及泵阻力絕對值時，在空走時間內列車速度不但不降，反而會逐漸上升，空走距離較長。為簡化計算，通常假定在空走時間內列車速度不變，始終等于制動初速，至于線路坡度對列車速度和空走距離的影響，采用修正空走時間值的辦法來解決。這樣，空走距離就可以按照下列簡單勻速運動的公式來計算式中——制動初速（km/h）——空走時間（s）在制定我國現行的《牽規(guī)》時，分別對裝有不同制動機的客貨車進行了單獨編組試驗，整理了各種制動機的空走時間公式。然后，根據我國現有各種車輛所占百分比進行加權平均。得到統(tǒng)一的貨物列車常用緊急制動時的空走時間公式如下：其中——加算坡道千分數，當時，規(guī)定按計算；——牽引輛數?？兆邥r間為空走距離為對于有效制動距離，為簡化運用中有效制動距離的計算，可以假定閘瓦換算摩擦系數和制動時的單位基本阻力在制動過程中不隨速度而變，用制動距離的等效的常量和來代替和。這樣，車輛有效制動距離就可按下式進行計算：式中——制動初速（km/h）——制動終速（km/h）——距離等效摩擦系數；——距離等效單位基本阻力（N/kN）這種求有效制動距離的方法稱為“等效一次計算法”，簡稱“等效法”。它比“分段累計法”顯然方便得多，由于本設計為車輛的總體設計，對計算結果精度要求不是很高，故采用此種方法來估算車輛的制動距離。由于本車設計為重載運煤敞車，從安全角度考慮，本車閘瓦采用提高摩擦系數25%的高磨合成閘瓦，查文獻[2]P131表《高磨合成閘瓦的距離等效摩擦系數》和文獻[2]P133表《滾承重貨車的距離等效單位基本阻力》圖14圖17可得、的值分別為：可由有效制動距離計算公式計算得：所以列車制動距離為此時易知結論：綜上所述，所設計車輛制動距離符合2004年7月鐵道部發(fā)布的《鐵路主要技術政策》中關于緊急制動距離限制的規(guī)定。所以通過制動計算可知，本次設計中的車輛制動系統(tǒng)是符合設計要求的。4.4鉤緩裝置鉤緩裝置是車鉤緩沖裝置的簡稱，車鉤緩沖裝置有車鉤、緩沖器、鉤尾框、從板等零部件組成。圖18所示為車鉤緩沖裝置的一般結構形式。在鉤尾框內依次裝有前從板、緩沖器和后從板，借助鉤尾銷把車鉤和鉤尾框連成一個整體，從而使車輛具有連掛、牽引和緩沖三種功能。圖18車鉤緩沖裝置1——車鉤；2——鉤尾框；3——鉤尾銷；4——前從板；5——緩沖器；6——后從板在車鉤緩沖裝置中，車鉤的作用是用來實現機車和車輛或車輛和車輛之間的連掛和傳遞牽引力及沖擊力，并使車輛之間保持一定的距離。緩沖器的作用是用來減緩列車運行及調車作業(yè)時車輛之間的碰撞，吸收沖擊動能，減小車輛相互沖擊時所產生的動力作用。從板和鉤尾框則起著傳遞縱向力（牽引力或沖擊力）的作用。4.4.1.車鉤選型設計我國鐵路客貨車上使用的車鉤一般屬非剛性自動車鉤，所謂非剛性自動車鉤即在拉動車鉤提桿或兩車相碰撞時就能自動完成解開或連掛的動作。這種車鉤的特征為鉤頭上有可繞鉤舌銷轉動的鉤舌，所以也稱為關節(jié)式車鉤。我國鐵路貨車上采用的主型車鉤有2號、13號、16號、17號車鉤，隨著列車運行速度的提高和牽引噸位的增加，對車鉤的強度提出了越來越高的要求。1號、2號車鉤因為已不能適應運輸的要求，正在被逐漸淘汰。為了降低列車縱向沖動，改善列車的動力學性能，我國在13號車鉤的基礎上改進并研制出了13A型車鉤，主要是對車鉤連接輪廓進行了重要改進，縮小了車鉤連掛間隙，提高了車鉤的強度。13A型車鉤的連掛間隙為11.5mm，比13號車鉤的連掛間隙19.5mm減少了41%，自2002年開始，該種車鉤在新造貨車上推廣使用，而目前2號和13號車鉤已基本停止生產?，F在新造貨車幾乎全部采用13號或13A型車鉤。幾種主型車鉤的結構特點、性能參數及主要集合尺寸列于表5。表5車鉤材質是選擇車鉤的另一重要方面。高強度低合金鑄鋼出現以前，我國一直采用普通鑄鋼ZG230-45制造車鉤，其性能僅相當于美國AAR規(guī)定的B級鑄鋼。為了提高車鉤的強度，通過10余年的努力，我國相繼研制出了多種高強度低合金鑄鋼的車鉤，比如ZG25MnCrNiMo、ZG29MnMoNi和QG-E1鑄鋼等，三者已分別達到美國AAR-M-201規(guī)定的C級、C級和E級鑄鋼性能的要求。我國普通B級鑄鋼、低合金高強度C級鑄鋼、低合金高強度C級鑄鋼的化學成分和機械性能分別列于表6、表7。

表6表7對車鉤的強度要求，與列車的總重、機車的牽引方式（單機或是多機牽引）、列車的運行速度、線路的狀態(tài)、車輛的縱向剛度、制動機和緩沖器的特性、調車作業(yè)時車輛的連掛速度、司機的操作技術等因素有密切關系，所以在對于車鉤強度范圍進行選擇時，要綜合考慮以上多方面因素。由于車鉤的破壞形式主要是疲勞或脆性斷裂，為了提高車鉤的強度和使用壽命，除了要求材料有較高的屈服極限和強度極限外，還應有較好的斷裂韌性、低溫沖擊韌性、良好的焊接性能和耐磨性等。自然，改變車鉤材質例如采用低合金鋼等能夠達到這些要求，另外采用合理的熱處理方法也是實現上述要求的重要、有效途徑。目前我國車鉤生產工廠采用的熱處理工藝均為正火加回火處理，如果采用調質處理（淬火加回火），則材料的機械性能會有大幅度提高。國內外幾種主要車鉤型號、材質、靜拉破壞強度及適用列車牽引重量如表8所示。車鉤型號質量/kg材料材料強度極限/MPa車鉤靜拉破壞強度/kN適用列車牽引總重/kt2號164ZG230-450≥4501600-18002-2.513號203ZG230-450≥4502400-26003-4203ZG25MnCrNiMo≥6373000-33005-6203ZG29MnMoNNi≥78033005-6203QG-EI≥82738005以上，萬噸列車16號、17號QG-EI≥82734326-10，單元列車美國E型200B級≥48224953-4200C級≥62032955-6200E級≥8273674萬噸列車、組合列車前蘇聯(lián)CA-320020ΓΦΠ53932905表8在設計車鉤緩沖裝置時，應綜合考慮組成車鉤緩沖裝置的鉤舌、鉤體、緩沖器、鉤尾框以及車輛底架整個系統(tǒng)最合理的強度設計，應使鉤舌→鉤體→鉤尾框→緩沖器→車底架逐級加強。亦即在整個系統(tǒng)中，鉤舌的強度儲備最小，鉤體稍大，以此類推，車底架的強度儲備最大。這樣在運用中如遇到意外特大的牽引力或沖擊力時，最經濟、也是最便于更換的鉤舌最先破壞，從而可保護緩沖器和車底架不致?lián)p壞。綜上所述，在本次課程設計中，通過以上討論，結合已有成熟經驗，在所設計的車輛中采用符合運裝貨車[2004]215號文要求的C級鋼，13A型車鉤及加強型鉤尾框、合金鋼鉤尾銷。4.4.2.緩沖器選型設計緩沖器的作用是用來緩和列車在運行中由于機車牽引力的變化或起動、制動及調車作業(yè)時車輛相互碰撞而引起的縱向沖擊和振動。緩沖器有耗散車輛之間沖擊和振動能量的功能，從而減輕對車體結構和裝載貨物的破壞作用，提高列車的運行平穩(wěn)性。緩沖器的工作原理是借助壓縮彈性元件來緩和沖擊作用力，同時在彈性元件變形過程中利用金屬摩擦、液壓阻尼和膠質阻尼等吸收沖擊能量。根據緩沖器的結構特征和工作原理，一般可將緩沖器分為以下幾類：彈簧式緩沖器；摩擦式緩沖器；橡膠緩沖器；摩擦橡膠緩沖器；黏彈性膠泥緩沖器；液壓緩沖器及空氣緩沖器等。目前應用最廣泛的是摩擦式緩沖器和摩擦橡膠式緩沖器。這兩種緩沖器具有結構簡單、制造方便、成本低的優(yōu)點。隨著我國鐵路的幾次大提速，對緩沖器容量和阻抗力要求越來越高，根據車輛使用要求多樣化，緩沖器的多樣化、系列化要求已經成為共識，近年來彈性橡膠泥緩沖器也因此得到了發(fā)展和應用。以前我國鐵路貨車所采用的緩沖器為2號環(huán)彈簧緩沖器，MX-1橡膠緩沖器和3號摩擦式緩沖器等。3號緩沖器容量太小，性能不穩(wěn)定，基本上被淘汰。為了改進現有幾種緩沖器的性能，以滿足鐵路運輸發(fā)展的要求，因而提出了許多改進方案，如G1型、G2型等，在保持原1號、2號等結構形式基本不變的前提下，增大了容量，改善了性能。隨著我國列車運行速度和牽引總量的提高，對緩沖器容量、性能提出了更高的要求，諸多緩沖器已經不能適應運輸發(fā)展的需求。20實際90年代我國借鑒美國Mark-50型緩沖器的技術研制的MT-2、MT-3型緩沖器已投入批量生產，滿足我國重載列車和單元列車對緩沖器的要求。緩沖器的性能優(yōu)劣直接影響了列車的牽引重量、運行速度、車輛的總重、編組作業(yè)效率、貨物的完好率等涉及鐵路運輸效能的主要經濟技術指標，決定緩沖器特性的主要參數如下：行程：緩沖器受力后產生的最大變形量。最大作用力：緩沖器產生最大變形量時所對應的作用外力。容量：緩沖器在全壓縮過程中，作用力在其行程上所作的功的總和。初壓力：緩沖器的靜預壓力。能量吸收率：緩沖器在全壓縮過程中，有一部分能量被阻尼所消耗，其消耗部分的能量與緩沖器容量之比成為能量吸收率。表9為我國采用的幾種主型緩沖器和改進型緩沖器的性能參數。表9由于緩沖器容量決定于沖擊車和被沖擊車的重量和沖擊時兩車的相對運動速度。車輛重量越大，沖擊速度越高，則要求緩沖器的容量也越大。所以在選擇緩沖器容量時，應考慮我國現時車輛的總重和規(guī)定的貨車調車允許安全連掛速度。由于本次設計的車輛為自重17.2t，載重60t，（總重77.2t，）且為了提高編組站的作業(yè)效率，在本次設計中，將貨車允許的安全連掛速度提高到8km/h，由緩沖器容量公式式中、——牽引連掛的兩車的重量——牽引連掛的兩車的相對運行速度可計算得表10如下：表10不同沖擊工況下緩沖器容量計算值從表中可知，當則有：，即緩沖器容量不小于52.83kJ，查表5可緩沖器型號為MT-2型緩沖器。4.5集裝箱專用平車鎖閉裝置選型4.5.1我國集裝箱專用平車鎖閉裝置集裝箱鎖閉裝置固定在車體上,與集裝箱角件配合,保障在運輸過程中集裝箱與運輸載體間不發(fā)生位置的相對移動及脫離。過去我國鐵路集裝箱的運輸主要依靠敞車,通過敞車端墻、側墻的阻擋來保障集裝箱的運輸安全。由于沒有鎖閉裝置集裝箱在敞車內會產生滑動,撞擊側柱加強鐵及端墻,造成集裝箱及車輛的損壞,并且由于集裝箱的重量通過角件集中作用于車輛局部地板而使敞車地板變形。在我國,車輛端頭的鎖閉裝置一般采用固定式,而位于車輛中央部位的鎖閉裝置因需要避讓不同規(guī)格集裝箱的裝載而采用活動式。按鎖閉裝置凸臺部分對集裝箱的鎖固方式、活動鎖閉裝置避讓方式及向上限位方式的不同,可分為表11所示的幾種集裝箱鎖閉裝置序號鎖固方式避讓方式向向上限位方式1凸臺式鎖頭翻板式穿銷2凸臺側面帶升降式掛鉤凹槽式鎖頭3手動旋轉鎖頭翻轉式鎖座對鎖頭限位4全自動鎖頭移開式表11從鎖頭對集裝箱的鎖固能力來分析,手動旋轉鎖頭能力最強,全自動鎖頭稍次之,凸臺側面帶凹槽式鎖頭再次之,凸臺式鎖頭最差。4.5.2國外集裝箱專用平車鎖閉裝置國外集裝箱鎖閉裝置主要分為2類:一類是以美國、加拿大為代表的AAR標準鐵路,大部分集裝箱車上采用全自動扭鎖,同時還有一部分手動旋鎖、翻轉鎖和類似凸臺式、可移動鎖等,特點是鎖固能力強。另一類是以歐洲UIC標準鐵路為代表的凸臺式翻板式鎖,特點是結構簡單,無需人工操作,對集裝箱有一定的鎖固力。國外幾種集裝箱鎖閉裝置結構見圖20。圖204.5.3鎖閉裝置選型1986年以來,我國陸續(xù)研制出了X6A、X6B、X6C、X6K、X6H等系列集裝箱專用平車,X1K型快運集裝箱專用平車,NX17、NX17B系列共用車,出口孟加拉國BR型集裝箱專用平車,X2H、X2K型雙層集裝箱專用平車,同時,集裝箱鎖閉裝置也在不斷更新。最早用于X6A、X6B、X6C等速度低于100km/h車輛上的鎖閉裝置的鎖頭為直凸臺式,自X1K型快運集裝箱專用平車開始,鎖閉裝置鎖頭采用直凸臺側面帶有凹槽的結構;在出口孟加拉國的集裝箱專用平車上采用了鎖頭凸臺分體式手動旋轉鎖頭,其凸臺上部可旋轉對集裝箱進行垂向鎖閉;在X1K快運集裝箱專用平車上曾試裝了部分全自動旋轉鎖閉裝置,由于受當時集裝箱裝卸設備的限制,這種鎖閉裝置最終全部被凸臺側面設有凹槽結構的鎖閉裝置替換。此種結構的鎖閉裝置通過與角件座孔上圓弧面的配合起到防止集裝箱傾覆的功能,現在普遍運用在我國120km/h集裝箱車輛上。在多年的應用中,裝用這種鎖閉裝置的車輛沒有發(fā)生過集裝箱傾覆事故。本課程設計的時速只有120KM/h,所以采用F-TR鎖,提高了安全可靠性。圖21、圖22分別為中部鎖組成和端部鎖組成。圖21（中部鎖組成）圖22（端部鎖組成）5、總結本文通過對專用集裝車平車的總體研究，闡述了其設計過程、結構參數和性能特點，重點對其進行了性能參數及車體主