3. Выбор и расчет параметров тяговой передачи

(с новой страницы)

3.1. Обоснование выбора типа тяговой передачи

Тяговая передача предназначена для канализации потока мощности от вала тягового двигателя к колесной паре. Это механический узел, входящий в состав системы передачи мощности локомотива и состоящий из одного или нескольких, последовательно соединенных, передаточных механизмов (валы, муфты, редукторы) [ ].

Конструкция тяговой передачи во многом является определяющей с точки зрения уровня воздействия колес на путь с одной стороны, а с другой стороны динамических сил и моментов на тяговый двигатель – и далее на систему электромеханического преобразования энергии. Поэтому основные требования, предъявляемые к тяговым передачам можно сформулировать так: низкий уровень динамических моментов в передаточном механизме; минимально возможная неподрессоренная масса; минимум затрат на обслуживание и ремонт.

Сравнительный анализ основных типов тяговых передач [1, 3] показал, что в наибольшей степени заданным условиям эксплуатации удовлетворяет привод с опорно-рамным подвешиванием тягового двигателя и опорно-осевым тяговым редуктором (привод второго класса). Это обусловлено такими его основными преимуществами как: сниженная (за счет установки тягового двигателя на раме тележки) неподрессоренная масса, а также изолированность тягового двигателя от ударов и вибраций со стороны пути, что позволяет применять привод второго класса на пассажирском тяговом и моторвагонном подвижном составе, предназначенном для движения со скоростями до 180…200 км/ч.

Рис.3.1. Тяговый привод второго класса: а) с муфтой установленной между тяговым двигателем и редуктором; б) с торсионом, проходящим через полый вал ротора: 1 – тяговый двигатель; 2 – вал ротора тягового двигателя;

3 – торсион; 4 – муфта; 5 – шестерня редуктора; 6 – зубчатое колесо;

7 – корпус редуктора; 8 – ось колесной пары.

В приводе второго класса тяговый двигатель установлен на раме тележки. Тяговый редуктор жестко установлен на оси колесной пары и соединен с рамой тележки реактивной тягой. Конструкции тягового привода второго класса отличаются в основном типом передаточного механизма соединяющего вал тягового двигателя. Основными типами являются:

• муфта установленная между тяговым двигателем и редуктором – муфта поперечной компенсации (рис. 3.1, а);

• торсионный вал, проходящий внутри полого вала ротора тягового двигателя – муфта продольной компенсации. (рис.3.1, б).

Недостатками привода второго класса являются: наличие высоконагруженных узлов трения и шарниров в передаточных механизмах; высокий уровень динамических моментов в передаче, вследствие несовершенства ее кинематической схемы; наличие жестких габаритных ограничений; наличие несущего корпуса редуктора, передающего реактивный момент на раму тележки.

3.2. Компоновка тяговой передачи

(выполняется согласно методике приведенной в п.п. 4.2.1 пособия)

Предварительно передаточное отношение  определяется после выбора тягового двигателя и диаметра колес. Оно находится из условия обеспечения заданной (расчетной) скорости локомотива на расчетном подъеме по формуле

;

где – диаметр колес локомотива, м; – частота вращения тягового двигателя в продолжительном режиме, об/мин; – расчетная скорость локомотива, км/ч.

Полученное передаточное отношение должно позволять локомотиву достигнуть конструкционной скорости 160 км/ч при максимальной скорости вращения тягового двигателя. Таким образом, должно выполняться условие:

км/ч;

где – конструкционная скорость локомотива, км/ч; – максимальная частота вращения тягового двигателя, об/мин.

Так как условие выполнено, поэтому для дальнейших расчетов принимаем =2,542.

Определяем максимально возможный диаметр вершин зубьев зубчатого колеса:

мм;

где D_k – диаметр колес, мм; ₁ – клиренс, мм; ₂ – толщина нижней стенки корпуса редуктора, мм; ₃ – расстояние между вершинами зубьев и нижней стенкой редуктора.

Значение крутящего момента на колесной паре составляет M_n=23152,542=5884 Нм. Так как значение момента не превышает 20000 Нм, то в соответствии с рекомендациями, принимаем значение модуля m зубчатого зацепления 10 мм.

Диаметр делительной окружности зубчатого колеса определяется как

мм;

где m – модуль зацепления.

Для определения межосевого расстояния рассмотрим схему сопряжения элементов привода по линии централи. Схема сопряжения приведена на рис. 3.2.

Р ис. 3.2. Схема сопряжения элементов тяговой передачи в приводе второго класса: 1 – корпус тягового двигателя; 2 – ось колесной пары.

Для привода второго класса приведенные размеры, по данным [Щербаков] имеют следующие значения: d₀ = 200 мм, Δ = 10 мм, R₀ = 110 мм.

По схеме, межосевое расстояние передачи:

мм;

где – наружный диаметр остова тягового двигателя; Δ – зазор между остовом тягового двигателя и колесной парой; d₀ – диметр оси колесной пары.

Число зубьев зубчатого колеса находится из соотношения

;

Для дальнейшего расчета задаемся числом зубьев z₂=65.

Уточняем значение делительного диаметра зубчатого колеса

мм.

Определяем делительный диаметр шестерни

мм.

Число зубьев шестерни определяется по формуле

.

Рис. 3.3. Компоновка тяговой передачи второго класса.

Задавшись целыми значениями и , уточняем значение передаточного отношения редуктора

.

При размещении элементов передачи в габаритах, ограниченных расстоянием между колесами, следует учитывать также размеры тяговой муфты расположенной между тяговым двигателем и редуктором. Ширина муфты В_М принимается 120 мм. Расстояния b₄ от тяговой муфты до тягового двигателя и корпуса редуктора должны быть не менее 30 мм.

Эскиз компоновки привода второго класса приведен на рис 3.3.