Составление схем рессорного подвешивания и определение основных динамических параметров электровоза

В этом разделе студенту предлагается выбрать одну из схем рессорного подвешивания электровозов, соответствующую серии электровоза, и описать его работу. Особое внимание уделить передаче вертикальных нагрузок от подрессорной массы к колёсным парам, передаче тягового усиления от колеса на раму тележки и далее на автосцепку. Дать краткую характеристику выбранной схеме рессорного подвешивания к тележке электровоза в целом.

Основные схемы рессорных подвешивании электровозов приведены на рис. 8.1

Рис. 8.1 Рессорное подвешивание электровоза

Основным показателем рессорного подвешивания электровоза является его жесткость в кН/мм

где - жесткость подвешивания тележки, кН/мм

- вес, приходящийся на одну тележку, кН

- статический прогиб подвешивания, мм, который представлен в табл. 8.1

Подрессорный вес определяется из формулы:

где - масса на ось локомотива, т

-количество осей, приходящихся на одну тележку.

Таблица 8.1

Статический прогиб подвешивания

Жесткость подвешивания характеризует величину статической нагрузки в кН, вызывающей статический прогиб в один миллиметр (кН/мм).

Важным параметром, оценивающим динамические качества электровоза, является коэффициент вертикальной динамики, который характеризует увеличение динамической нагрузки на колёсную пару при движении в основном за счёт сил инерции.

где - конструкционная скорость движения, км/час.

Динамическая нагрузка со статической связана соотношением

9. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ТЯГОВОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

9.1. Методика расчёта Определяем силу тяги, реализуемую колёсной парой в часовом режиме:

где - часовая мощность тягового двигателя, кВт;

- часовая скорость электровоза, км/ч

- коэффициент полезного действия зубчатой передачи.

Рассчитываем максимальную силу тяги, реализуемую колёсной парой в момент трогания электровоза:

, кН

где - осевая нагрузка, кН;

- коэффициент сцепления колеса с рельсом.

При скорости движения электровоза переменного тока до 40 км/ч коэффициент сцепления можно найти по следующей эмпирической формуле:

Значение скорости в момент трогания принимаем равным нулю. Определяем основные параметры зубчатой передачи. Расчету подлежит модуль зацепления , передаточное число , число зубьев шестерни и зубчатого колеса и , а также величина централи (расстояние между осью колёсной пары и осью тягового двигателя).

По заданным значениям часовой скорости движения электровоза и диаметру бандажа определяем частоту вращения колёсной пары в часовом режиме:

где - диаметр бандажа колеса, м;

- часовая скорость, км/ч.

Максимальная частота вращения колёсной пары принимается израсчёта прочности экипажной части при максимальной скорости

Передаточное число находим из соотношения:

где - частота вращения якоря тягового двигателя при реализации часовой мощности.

где - линейная скорость якоря тягового двигателя при работе его в часовом режиме, которая принимается в пределах 25 33 м/с. Нижний предел для мощности 300 400 кВт, а верхний 900 950 кВт;

- диаметр якоря тягового двигателя, мм, который определяем из выражения:

Для изоляции класса В принимаем .

Модуль передачи определяется по графику, представленному на рис.9.1, в зависимости от величины вращающего момента , передаваемого одним концом вала якоря. Здесь К=1 при односторонней передаче и К=2 при двухсторонней пере­даче тягового усилия.

Двухсторонняя косозубая передача принимается при М_Я.Ч>4кНм, а односторонняя прямозубая передача - при М_Я.Ч<4 кНм. Вращающий момент на валу якоря в часовом режиме определяем по формуле:

При выборе централи передачи и числа зубьев шестерни и зубчатого колеса надо учитывать ряд требований, обусловленных органической связью передачи с тяговым двигателем и колёсной парой.

Во-первых, величина централи, т.е. расстояние между центрами зубчатых колес, должна быть согласована с поперечными размерами тягового двигателя. Практикой установлено, что для электровозных двигателей при опорно-осевой подвеске отношение:

Рис.9.1 Зависимость модуля передачиот вращающего момента

т.е.

Пользуясь этой формулой и зная величину , можно определить рациональную для конструкции тягового двигателя величину централи.

Одновременно величина централи должна быть увязана с параметрами передачи, т.к.

где 0,5 - коррекция зацепления для малой шестерни;

- угол между направлением зуба и образующей делительной окружности зубчатого колеса, т.е. угол наклона зуба, принимаемый для косозубой передачи в пределах 18...20° (для прямозубой передачи =0).

Заменяя выражением , получим:

Из этого выражения можно найти значение , при котором получается требуемая величина централи . Для этого в формулу подставляются найденные ранее величины и . Полученное значение округляется до ближайшего целого числа.

Число зубьев зубчатого колеса определяется по формуле:

Во-вторых, должна быть обеспечена прочность зуба и тела шестерни. Чтобы обеспечить необходимую прочность зуба у основания, минимальное число зубьев у косозубых передач должно быть:

Толщина тела шестерни зависит от разности диаметров делительной окружности шестерни и вала якоря. Диаметр вала якоря зависит от передаваемого вращающего момента и диаметра делительной окружности .

Условия прочности будут соблюдаться, если:

В-третьих, зубчатое колесо должно вписываться в габарит подвижного состава.

При слишком большом числе зубьев и принятом модуле зацепления не будет обеспечиваться необходимый (по условиям безопасности движения) зазор между кожухом зубчатого колеса и головкой рельса.

Максимально возможное число зубьев колеса при косозубой передаче определяется по формуле:

где - наибольший (по условиям вписывания в габарит подвижного состава) диаметр делительной окружности зубчатого колеса.

где - расстояние от нижней точки кожуха зубчатой передачи до головки 1 рельса (для магистральных локомотивов при новом бандаже h=130 мм);

- толщина кожуха;

- высота головки зуба;

- зазор между кожухом и головкой зуба.

В случае невыполнения любого из перечисленных требований необходимо изменить передаточное отношение за счет изменения часовой скорости вращения якоря при сохранении неизменной (заданной) часовой скорости движения электровоза. Предпочтительно корректировку размеров производить в обратном порядке, не изменяя .

По полученным округленным значениям и , корректируется значение и заново подсчитывается , и .

9.2. Пример расчета.
Исходные данные:

- - диаметр бандажа -1,3 м;

- часовая скорость - 46 км/ч;

- осевая нагрузка - 250 кН;

- часовая мощность тягового двигателя - 350 кВт.
Сила тяги в часовом режиме:

Максимальное значение силы тяги, ограниченное сцеплением колеса с рельсом:

.

Основные параметры зубчатой передачи:

- частота вращения колесной пары:

частота вращения якоря:

Передаточное число: .

Вращающий момент в часовом режиме:

Поэтому принимаем одностороннюю зубчатую передачу: К=1, Р=0.

По графику (рис.9.1) принимаем модуль зацепления m=11.

Исходя из условия прочности тела шестерни, число ее зубьев принимаем равным:

т.е. ,тогда число зубьев зубчатого колеса:

Принимаем , тогда уточненный:

Диаметр делительной окружности зубчатого колеса:

.

Проверяем его вписывание в габарит:

т.е. передача вписывается в габарит.

Определяем централь:

Диаметр якоря тягового двигателя:

.

Проверяем соответствие централи габариту:

Рассчитанная передача отвечает условиям прочности и вписывания в габарит подвижного состава.