4 курс 2 семестр / Механическая часть ЭПС / Методичка к Курсовой работе / методичка расч. тяг. привода

УДК 629.42(075.6)

Расчет тягового привода электровоза. Методические указания к курсовой работе. Козубенко В.Г., Чеботарев Е.А., Ростов-н/Д. РИИЖТ,1984.

Работа включает расчет реакций тягового привода, геометрический расчет зубчатой передачи, а иакже расчет амортизатора и динамических нагрузок на маятниковой подвеске тягового двигателя.

Указания предназначены для выполнения курсовой работы по тяговому приводу студентами 3 курса РИИЖТа специальности «Электрический подвижной состав».

Рецензенты:

д.т.н., профессор Т.А. Тибилов (МИИТ)

к.т.н. , доцент В.И. Резников (РИСИ)

к.т.н., Доцент В,Н. Кашников (РИИЖТ)

I. СОДЕРЖАНИЕ КУРСОВОЙ РАБОТЫ

В предлагаемой методике рассмотрен порядок расчета основных па­раметров тягового привода ЭПС, Прилагается эскиз колесно-моторного блока с двухсторонней зубчатой передачей.

Выполнение работы следует вести в соответствии с приведенной методикой. Кроме того, необходимо самостоятельно изучить работу экипажной части электроподвижного состава.

2. ОФОРМЛЕНИЕ КУРСОВОЙ РАБОТЫ

Курсовая работа выполняется в виде пояснительной записки с при­ложением схем и эскизов, в которой приводятся номер задания, исходные данные, наименование раздела, расчетные формулы, числовые значения и результаты вычислений. Пояснения необходимо выполнять кратко и аргументированно.

Используя лекционный материал и литературные источники, приве­денные в конце работы, дать анализ рассчитанной тяговой передачи в сравнении с существующими.

Необходимо выбрать материал для изготовления элементов тяговой передачи. Описать технологию установки и снятия шестерни с вала якоря тягового двигателя.

При защите курсовой работы дать устные ответы на следующие вопросы (по усмотрению преподавателя):

1. Каким образом сказывается увеличение часовой мощности тягового двигателя на величине реакции в точке подвеса его к раме тележки?

2. Как влияет на величину реакции в точке подвеса к раме тележки расположение тягового двигателя впереди или позади движущейся колесной пары?

3. За счет чего можно изменить величину централи, не изменяя передаточного числа тяговой передачи?

4. Что характеризует модуль зацепления?

5. Почему диаметр шестерни стремятся принимать минимальным?

6. Почему двухсторонняя тяговая передача принимается косозубой, а односторонняя - прямозубой?

РИИЖТ, 198

4

Продолжение табл.

7. Почему шестерня шире зубчатого колеса?

8. Как определить радиус делительной окружности шестерни при известном наружном диаметре?

9. Чем определяется жесткость амортизатора в случае его раскрытия?

10. Какие явления наблюдаются в зубчатом зацеплении в случае превышения тягового момента динамическим?

11. Меняется ли напряжение в резиновых шайбах маятниковой подвески, если двигатель находится спереди к сзади колесной пары походу движения?

В начале расчетной записки необходимо привести следующие исходные данные (см.таблицу):

• номер варианта (шифр);

• диаметр бандажа;

• часовую скорость локомотива;

• осевую нагрузку;

• часовую мощность тягового двигателя»

Графическую часть следует выполнять на миллиметровой бумаге.

Исходные данные.

Осевая нагрузка, кН			210		220		230		240		250		260
Диаметр бандажа, м			1,10		1,15		1,20		1,25		1,30		1,25
Часовая мощность тягового двигателя, кВт	Часовая скорость локомотива, км/ч	Шифр
	2	3		4		5		6		7		8
350 400 450 500 550 600 650 700 750 800 850	46 48 50 52 54 56 58 60 62 64 66	01 07 13 19 25 31 37 43 49 55 61		02 08 14 20 26 32 38 44 50 56 62		03 09 15 21 27 33 39 45 51 57 63		04 10 16 22 28 34 40 46 52 58 64		05 11 17 23 29 35 41 47 53 59 65		06 12 18 24 30 86 42 48 54 60 66

1	2	3	4	5	6	7	8
900	68	67	68	69	70	71	72
950	70	73	74	75	76	77	78
600	60	79	80	81	82	83	84
650	62	85	86	87	88	89	90
700	64	91	92	93	94	95	96
750	66	97	98	99	100	101	102

3. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТЯГОВОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1. Методика расчета

Определяем силу тяги, реализуемую колесной парой в часовом режиме

где Д - часовая мощность тягового двигателя, кВт,

ч- часовая скорость электровоза, км/ч,

з.п.-0,97…0,98- коэффициент полезного действия зубчатой передачи тягового привода.

Рассчитываем максимальную силу тяги, реализуемую колесной парой в момент трогания электровоза,

Где Рсц- осевая нагрузка, кН;

Wк■- 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 V в момент трогания принимаем равным нулю.

Определяем основные параметры зубчатой передачb.

Расчету подлежит модуль зацепления m передаточное число M число зубьев шестерни и зубчатого колеса Z._ш и Z_К , а также величина централи Ц (расстояние между осью колесной пары и осью тягового двигателя).

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

где Д_к - диаметр бандажа колеса, м;

Vч - часовая скорость, км/ч.

Максимальная частота Вращения колесной пары принимается из расчета прочности экипажной части при максимальной скорости

Передаточное число находим из соотношения:

Где n я.ч.-частота вращения якоря тягового двигателя при реализации часовой мощности

Где Vя.ч..- 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;

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

Для изоляции класса В принимаем К_в = 120...150.

Модуль передачи т определяется по графику, представленному на рис.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.> 4кН-м , а односторонняя прямозубая передача -при Мя.ч.4кНм

Рис."1. Зависимость мконструкции тягового вращающего момента.

Вращающий момент на валу якоря в часовом режиме определяем по формуле

При выборе централи передачи и числа зубьев шестерни и зубчатого колеса необходимо учитывать ряд требований, обусловленных органической связью передачи 'с тяговым двигателем и колесной 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 опроно-осевой подвеске отношение Ц/Dя=(1,01…1,22), т.е. Ц=(1,01…1,22)Dя.

Пользуясь этой формулой и зная величину Dя, 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 Zк выражением Zш,, получим

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

Чп.сло зубьев зубчатого колеса Zк определяется по формуле:

■*•?Во-вторых, должна быть обеспечена прочность зуба и тела шестерни. Чтобы обеспечить необходимую прочность зуба у основания, минимальное число зубьев для 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 dш.min.

Условия, прочности будут соблюдаться, если

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

При слишком большом числе зубьев Zк 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 dкmax- наибольший (по условиям вписывания в габарит подвижного состава) диаметр делительной окружности зубчатого колеса.

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

Sк5 мм - толщина кожуха;

hx=m - высота головки зуба;

5 мм - зазор межда 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 dкмаx.

По полученным округленным значениям Z_К и Z_ш корректируется значение и заново подсчитываются и Ц.

3.2. Пример расчета

Исходные данные:

-вариант № 05;

-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=,=0.

По графику рис.1 принимаем модуль зацепления м=11.

Исходя из условия прочности тела шестерни, число ее зубьев принимаем равным т.е.Zш = 17, тогда число зубьев зубчатого колеса

Принимаем Zш = 85,

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

Ц = (1,01...1,22), Dя = 525...635 мм

525 < . = 566,5 <. 635.

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

4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ ТЯГОВОГО ПРИВОДА

НА ДВИЖУЩУЮСЯ КОЛЕСНУЮ ПАРУ И НА РАМУ ТЕЛЕЖКИ

4.1. Методика расчета

За основу принята опорно-осевая подвеска тягового двигателя при двухсторонней или односторонней зубчатой передаче.

При работе привода происходит перераспределение нагрузок от веса тягового двигателя, передающихся на его точки опоры: ось колесной пары и раму тележки (рис.2).

Колесная пара движется с установившейся скоростью справа налево в тяговом режиме, причем двигатель подвешен к раме, сзади движущейся оси.

Пренебрегая сопротивлением движению в звеньях привода от тягового двигателя до поверхности качения колеса, будем считать, что касательная сила тяги F_к равна максимальной силе тяги F_тах, создаваемой двигателем, т.е.

Сила Z приложена к зубу колеса,- к зубу шестерни. На колесную пару воздействует вращающий момент

С другой стороны, этот момент равен

Следовательно,

Приложим к оси колесной пары две равные противоположно направленные силы равные .

Рис.2.Схема опорно-осевого подвешивания тягового двигателя.

Силы создадут пару сил, момент которой уравновесит крутящий момент, создаваемый сопротивлением движению и силой тяги. Оставшаяся некомпенсированная сила будет передана на ось колесной пары в точках A и В зубчатых колес.

Воздействие силы на зуб шестерни двигателя благодаря электромагнитной связи между якорем и корпусом двигателя распределится в установившемся режиме между носиком двигателя С и опорно-осевыми подшипниками 0, и 0₂ обратно пропорционально плечам и

В таком случае имеем:

- реакция на раму тележки, передаваемая через носик С и конструкцию подвески