§4.5. Проектирование карданного привода.

При проектировании карданного привода прежде всего выбирают кинематическую схему передачи. Основные агрегаты передачи располагают таким образом, чтобы угол взаимного отклонения осей двух валов, со-прягаемых карданным шарниром, был не более 10°. Для промышленных и маневровых локомотивов, работающих на кривых малого радиуса, допус-кают увеличение этого угла до 15°. При отсутствии взаимной подвижности сопрягаемых карданным валом узлов для нормальной работы подшипников качения угол в шарнирных соединениях принимают не менее 3°.

После выбора кинематической схемы рассчитывают тягово-экономические характеристики, в результате чего определяют общее передаточное число механической части (коробки передач, раздаточного и осевого редукторов). На основании технических и эксплуатационных требований, а также возможностей производства распределяют общее передаточное число между отдельными агрегатами. Затем рассчитывают основные элементы карданного привода.

Срок службы карданного вала по основным элементам (подшипники, шлицы) до капитального ремонта для магистральных тепловозов и дизель-поездов устанавливается не менее 0,9·10⁶ км пробега, а для маневровых тепловозов не менее 9 лет при вероятности безотказной работы 0,9.

Срок службы подшипниковых узлов в осевых и раздаточных редукторах до замены составляет 1·10⁶ км пробега локомотива. Выбрав тип подшипников и определив их коэффициенты работоспособности, по каталогу подбирают серию и размер подшипников в зависимости от посадочных диаметров валов.

Для повышения работоспособности зубчатых колес редукторов, изготовленных из легированных сталей 18ХГТ, 30ХГТ, 45ХН, 12Х2Н4А, зубья термообрабатывают и применяют пластическую деформацию поверхностного слоя специальными накатками. Нормальное зацепление зубчатых колес без перекоса обеспечивается определенной жесткостью валов редукторов. Схемы нагружения валов обусловлены выбранной схемой редуктора.

При расчете на прочность элементов карданного привода важным этапом является выбор расчетных режимов нагружения.

В результате испытаний локомотивов с карданным приводом было установлено, что при трогании с места и движении в режиме тяги с малыми скоростями возможно боксование колес. Во время боксования в приводе возникают динамические моменты, в 2—3 раза превосходящие наибольший момент по сцеплению колес с рельсами. Боксование не является рабочим режимом тепловоза, и действие его кратковременно, однако для обеспечения прочности элементов карданного привода необходимо эти нагрузки учитывать при расчете на прочность.

Кинематика карданного привода. Для работы карданных валов большое значение имеют установочные углы их наклона (рис. 3.21, а).

Рисунок 3.21 – Кинематические схемы:

а — карданного привода; б — карданного шарнира;

1 — ведущий вал; 2 — промежуточный вал; 3 — ведомый вал; 4—7 —вилки; I и II — шарниры.

Особенность кинематики карданных валов заключается в том, что их передаточное число валов изменяется в пределах одного оборота вала. Для синхронного вращения ведущего 1 и ведомого 3 валов необходимо, чтобы вилки 5 и 6 лежали в одной плоскости, а углы перелома γ₁ и γ₂ были равны и тоже лежали в одной плоскости.

Рассмотрим кинематику шарнира I (рис. 3.21, б). За исходное положение ведущего вала 1 примем такое, при котором крестовина лежит в плоскости, перпендикулярной его оси. При вращении вала 1 точка А будет двигаться по окружности О₁, а точка В — по окружности О₂. Плоскости этих окружностей наклонены одна относительно другой под углом γ₁. При повороте вала 1 на угол θ₁ точка А займет положение А_1, а точка В положение В₁. При этом промежуточный вал 2, выполняющий роль ведомого, повернется на угол β. Рассматривая сферический треугольник А₁В₁В, найдем следующее выражение, определяющее угол β в функции угла θ_1:

(3.17)

Дифференцируя по времени выражение (3.17), находим отношение угловых скоростей ω₂ и ω₁

(3.18)

Из графиков изменения отношения (рис. 3.22) следует, что при постоянной скорости вращения ведущего вала скорость вращения промежуточного вала в течение одного оборота претерпевает два цикла изменения.

Рассматривая кинематику шарнира II по аналогии с изложенным выше, получим

(3.19)

(3.20)

где θ₃ — угол поворота ведомого вала.

Рисунок 3.22 – График изменения отношения функции угла θ₁ при трех значениях угла γ_1.

Сопоставляя выражения (3.17) и (3.18) с выражениями (3.19) и (3.20), найдем, что при равенстве углов γ₁ и γ₂ в любой момент времени θ1 = θ₃ и

ω₁ = ω₃. При γ₁ ≠ γ₂ передаточное число изменяется от

λ _min= , в результате чего на вал и связанные с ним элементы действуют крутильные колебания. Если γ₁ = γ_2, то λ = 1. Такая установка валов возможна только при статическом положении всех элементов привода колесных пар. На самом деле углы наклона карданного привода зависят от условий движения по прямым и кривым участкам пути. При вписывании, например, в кривые этот угол в горизонтальной плоскости может достигать 10—15°. Угол наклона карданного вала также изменяется при вертикальных колебаниях надрессорного строения. Величина его во многом зависит от длины и расположения реактивной тяги. Для уменьшения изменения угла наклона целесообразно располагать реактивную тягу горизонтально и длину ее принимать по возможности наибольшей.

Определение моментов, действующих в карданном приводе. Кру­тящий момент, развиваемый колесной парой при трогании из условия сцепления колес с рельсами,

(3.21)

Крутящий момент, реализуемый раздаточным карданным валом,

(3.22)

Здесь в выражениях (3.21) и (3.22): 2П — нагрузка от колесной пары на рельсы, кН; ψ_К — наибольший коэффициент сцепления при трогании с места, принимаемый равным 0,33; D_к — диаметр колес, м; z — число колесных пар, к которым передается крутящий момент через рассматриваемый элемент привода; и — передаточное число осевого редуктора; η_пр — КПД карданного привода, приближенно его можно рассматривать как произведение

η_пр = η_цη_кη_кв; η_ц = 0,98 — КПД цилиндрической пары зубчатых колес осевого редуктора; η_к = 0,97 — КПД конической пары зубчатых колес; η_кв = 0,99 — КПД карданного вала.

Реальный с учетом динамики момент, действующий в элементах привода, может быть значительно бо'льшим, чем момент, определяемый выражением (3.22). В общем случае для раздаточного карданного вала такой момент можно определить как

(3.23)

где к_Д = k₁ ·k₂ ·k₃ k₄ — коэффициент динамики, учитывающий динамиче-ские нагрузки в приводе.

Коэффициент к₁ учитывает влияние статического излома в шарнирных соединениях карданного вала на динамику привода (рис. 3.23).

Коэффициент к₂ учитывает динамические нагрузки при отклонениях углов излома кардана от статических величин, когда γ₁ ≠ γ₂ .Эти нагрузки растут с увеличением скорости движения локомотива и с уменьшением радиуса кривых участков пути. Поскольку в кривых скорость движения локомотива мала, их влиянием можно пренебречь, тогда к₂ = 1 +(0,0—0,1)α_к, где α_к — угол излома кардана относительно входного вала осевого редуктора в горизонтальной плоскости, который может для раздаточного кардана достигать величины 10—13°.

Рисунок 3.23 – Зависимость коэффициента к₂ от угла излома α в шар­нирном соединении карданного вала.

Коэффициент k₃ учитывает динамические нагрузки от колебаний подрессорного строения при движении экипажа по неровностям пути. Принимается равным при горизонтальном расположении реактивной тяги осевого редуктора 1,05—1,1, а при вертикальном расположении реактивной тяги — 2—3.

Коэффициент k₄ учитывает нагрузки от виляния тележек. Он может быть принят 1,1—1,5. Большие значения соответствуют жесткой связи колесных пар с рамой тележки (челюстная букса без упругих осевых упоров). При упругой связи (поводковые буксы, упругие осевые упоры) значение

k₄= 1,1. Величина k₄ зависит и от скорости движения локомотива. При движении локомотива с малыми скоростями, особенно в крутых кривых, тележки практически не виляют и влиянием скорости можно пренебречь.

При выборе карданного вала и оценке его прочности кроме режимов работы привода, определяющих динамический момент по выражению (3.23), рассматривают еще один возможный тяжелый режим с точки зрения динамической нагруженности элементов привода —- режим боксования. Во время боксования при неблагоприятном соотношении моментов инерции ведущих и ведомых частей привода и большой «жесткости» тяговой характеристики (крутопадающая зависимость F_k =f (V), что характерно для маневровых тепловозов) могут возникать интенсивные автоколебания. При этом динамический момент в элементах привода может значительно превосходить момент, реализуемый колесной парой по сцеплению. Обычно это явление может происходить при трогании локомотивом состава или при движении с малыми скоростями V ≤ V_р, когда резко меняются условия сцепления колес с рельсами.

Наибольший динамический момент при боксовании для раздаточного вала определяются по формуле

(3.24)

где k^б_Д —коэффициент динамики при боксовании, по рекомендациям ВНИТИ, следует брать равным 2—3.

Выбор типа карданного вала. Отечественной промышленностью в соответствии с ГОСТ 28300-89 для тягового привода тепловозов и дизель-поездов разработан и применяется стандартный ряд карданных валов (табл. 3.6). Карданные валы выпускаются двух типов, отличающихся друг от друга способом центрирования фланцев с центральной выточкой (рис. 3.24, а) и с центрирующим выступом (рис. 3.24, б). Для выбора карданного вала из типового ряда необходимо определить наибольший динамический момент из условий нормальной работы карданного привода тепловоза по выражению (3.23), а при режиме боксования — по выражению (3.24). По полученному большему значению динамического момента выбирают требуемый по условию прочности карданный вал из типового ряда.

Пример. Выберем карданный вал, соединяющий гидравлическую коробку передач с осевым редуктором, для тепловоза, схема передачи которого приведена на рис. 3.25.

Исходные данные, род службы — маневровый; полная (номинальная) мощность 550 кВт; осевая характеристика 2₀—2₀; служебная масса 80 т. Конструкционная скорость на маневровом режиме 27 км/ч, на поездном режиме 55 км/ч; диаметр колеса 1,05 м; минимальный радиус вписывания — 40 м; передаточное число осевого редуктора — 4,24.

1. Определяем угол излома α' в шарнирах карданного вала. Установочные углы наклона карданного привода даны на схеме рис. 3.25. Для рассматриваемого карданного вала наибольший угол излома в шарнирах появляется при вписывании в кривую наименьшего радиуса, когда тележки экипажной части устанавливаются в положении наибольшего перекоса. Схема такой установки показана на рис. 3.26, а.

где где Δ — наибольший зазор между гребнем колеса и головкой рельса, Δ = 1546 - (1440 - 3) + 26·2 = 57 мм; 1546 — наибольшая ширина колеи в кривой расчетного радиуса, мм; 26 — наименьшая толщина изношенного гребня бандажа на уровне головки рельса, мм; L — шкворневая база экипажной части, мм; l — базы тележки, мм; R — радиус кривой, мм; δ=15 мм — упругое перемещение колесной пары за счет поводков;

Найдем угол α_к излома карданного вала в горизонтальной плоскости при отклонении тележки на угол α' (рис. 3.26, б). Угол излома карданного вала, соединенного с выходным валом гидропередачи,

Угол излома карданного вала, соединенного с осевым редуктором,

Рисунок 3.24 – Карданный вал типового ряда.

Рисунок 3.25 – Схема карданного привода тепловоза:

1 — колесная пара; 2 — двухступенчатый осевой редуктор; 3 — тележеч- ный карданный вал; 4 — гидрокоробка; 5 — раздаточный карданный вал.

Рисунок 3.26 – Расчетные схемы:

а — установки экипажной части в кривой при положении тележки в наи­большем перекосе; б — для определения максимального угла излома раздаточного карданного вала в шарнирах.

Таким образом, определяющим в расчете карданного вала будет угол α_к излома в шарнире осевого редуктора.

2. Определяем расчетные параметры и выбираем карданный вал. Крутящий момент, развиваемый колесной парой при трогании,

Момент, реализуемый раздаточным карданным валом,

Коэффициент динамики при движении локомотива в нормальном режиме без боксования (по рис. 3.23) при исходном статическом угле излома кардана γ = 5°; k₃ = 1,1 при горизонтальном расположении реактивной тяги; к₄ = 1,05 при упругой поперечной связи колесной пары с рамой тележки (упругий осевой упор в буксе); Наибольший динамический момент на карданном валу

Определяем динамический момент, действующий на раздаточный карданный вал при боксовании. Примем коэффициент динамики при боксовании k^б_Д = 2,5, тогда

Таким образом, прочность карданного вала определяется динамической нагрузкой, действующей при боксовании.

В соответствии с табл. 3.6 можно выбрать карданный вал первого типа диаметром D = 350 мм с допускаемым кратковременным действующим моментом 47 кН·м.

Спарникові механізми.