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.

Одним из важных требований предъявляемых к локомотиву, грузовой службы, является реализация высоких значений силы тяги при относительно невысокой максимальной скорости движения, которая не превышает 140 км/ч.

Сравнительный анализ основных типов тяговых передач показал, что в наибольшей степени заданным условиям эксплуатации удовлетворяет привод с опорно-осевой подвеской тягового двигателя (привод первого класса). Это обусловлено такими его преимуществами как: способность обеспечения максимального передаточного отношения, что особенно важно для грузового подвижного состава; высокий к.п.д. и низкие затраты на производство и жизненный цикл.

В приводе первого класса (рис. 3.1) тяговый двигатель расположен параллельно оси колесной пары и с одной стороны жестко опирается на ее ось через два моторно-осевых подшипника. С другой стороны тяговый двигатель опорными выступами через пружинную подвеску или резинометаллические упругие элементы подвешивается к раме тележки.

Рис. 3.1. Тяговый привод первого класса: 1 – тяговый двигатель; 2 – вал ротора; 3 – шестерня редуктора; 4 – зубчатое колесо; 5 – корпус редуктора; 6 – моторно-осевые подшипники; 7 – ось колесной пары.

Ведущая шестерня тягового редуктора устанавливается на консоли вала якоря тягового двигателя или выполняется заодно с ним. В зацепление с шестерней входит зубчатое колесо, жестко установленное на оси колесной пары.

Основными недостатками привода первого класса являются большая неподрессоренная масса, вызывающая повышенное динамическое воздействие на путь и высокий уровень динамического воздействия на тяговый двигатель, и редуктор. Но при скоростях движения до 140 км/ч эти недостатки не оказывают решающего значения, особенно если используется асинхронный тяговый двигатель, обладающий более высокими показателями надежности и меньшей массой по сравнению с двигателем постоянного тока.

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 130 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 не выполнено, уменьшаем величину передаточного отношения до 4,23. Значение конструкционной скорости с передаточным отношением 4,23 составляет 131,4 км/ч, то есть условие выполнено. Поэтому для дальнейших расчетов принимаем =4,23.

Тяговый двигатель и элементы тяговой передачи размещаются в монтажном объеме, который ограничен в вертикальном направлении расстоянием от головки рельса до необрессоренных и обрессоренных элементов тягового привода, т.е. клиренсом, а в поперечном направлении – расстоянием между колесами. Таким образом, величина передаточного отношения находится из условий вписывания корпуса редуктора в заданный габарит приближения верхнего строения пути и размеров, характеризующих конструктивные особенности редуктора (рис. 3.2).

Рис. 3.2. Схема вписывания тягового редуктора в монтажный объем

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4,23=20452 Нм. Так как значение момента превышает 20000 Нм, в соответствии с рекомендациями, принимаем значение модуля m зубчатого зацепления 11 мм.

Диаметр делительной окружности зубчатого колеса определяется как

мм;

где m – модуль зацепления.

Число зубьев зубчатого колеса находится из соотношения

;

Для дальнейшего расчета задаемся числом зубьев z₂=68.

Уточняем значение делительного диаметра зубчатого колеса

мм.

Число зубьев шестерни находится из соотношения

.

Для дальнейшего расчета задаемся числом зубьев z₁=17.

Задавшись целыми значениями и , уточняем значение передаточного отношения редуктора

.

Рис. 3.3. Компоновка тяговой передачи первого класса.

Определяем значение делительного диаметра шестерни

мм.

Рассчитываем межосевое расстояние передачи

мм.

Определяем ширину корпуса редуктора

мм.

где b_w – ширина зубчатого венца; b₂ – толщина боковой стенки корпуса редуктора; b₃ – расстояние между торцом зубчатого колеса и внутренней стенкой корпуса редуктора.

По выбранным и рассчитанным габаритным размерам элементов тяговой передачи выполняется эскиз компоновки колесно-моторного блока (рис 3.3).