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 =2,453.

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=48352,453=11860 Нм. Так как значение момента не превышает 20000 Нм, то в соответствии с рекомендациями, принимаем значение модуля m зубчатого зацепления 9 мм.

Диаметр делительной окружности зубчатого колеса определяется как

мм;

где m – модуль зацепления.

Полученное значение делительного диаметра необходимо уменьшить на 30…100 мм. Это связано с тем, что подрессоривание редуктора в приводе третьего класса создает дополнительные ограничения по приближению верхнего строения пути. Вследствие увеличения минимального значения клиренса до 140 мм, необходимо уменьшить предельный диаметр зубчатого колеса по сравнению с его диаметром в приводах первого и второго класса. Наличие зазора между полым валом привода и осью колесной пары приводит к увеличению централи. Следовательно, диаметр делительной окружности зубчатого колеса составит d₂ = 698 мм.

Для определения межосевого расстояния рассмотрим схему сопряжения элементов передачи третьего класса по линии централи (рис. 3.2).

Рис. 3.2. Схема сопряжения элементов тяговой передачи в приводе третьего класса: 1 – корпус тягового двигателя; 2 – ось колесной пары; 3 – полый вал.

Для привода третьего класса приведенные на схеме размеры, по данным [6] имеют следующие значения: d₀ = 200 мм, Δ₁ = 7 мм, Δ₂ = 35 мм, Δ_тр = 15 мм.

Таким образом, межосевое расстояние передачи:

Рис. 3.3. Компоновка тяговой передачи третьего класса.

мм;

где мм – наружный диаметр остова тягового двигателя; – расстояние между остовом тягового двигателя и полым валом; – расстояние между полым валом и осью колесной пары; – толщина стенки полого вала; – диаметр оси колесной пары.

Число зубьев зубчатого колеса находится из соотношения

;

Для дальнейшего расчета задаемся числом зубьев z₂=77.

Уточняем значение делительного диаметра зубчатого колеса

мм.

Определяем делительный диаметр шестерни

мм.

Число зубьев шестерни определяется по формуле

.

Для дальнейшего расчета задаемся числом зубьев z₁=36.

Задавшись целыми значениями и , уточняем значение передаточного отношения редуктора

.

При компоновке передачи третьего класса необходимо учитывать размеры муфт соединяющих зубчатое колесо с полым валом и полый вал с колесной парой. Ширина муфт В_М принимается 100 мм. Расстояния от тяговых муфт до сопрягаемых элементов привода должны быть не менее 30 мм.

Эскиз компоновки привода третьего класса приведен на рис 3.3.