10.Тяговый привод проектного локомотива.
В
конструкции тягового привода проектного
локомотива применяем конструкцию
опорно-рамного подвешивания тягового
двигателя с опорно-рамным подвешиванием
тягового электродвигателя и осевого
редуктора с компенсирующими элементами
на стороне большего крутящего момента
(рис.13, д), который, по классификации
профессора И.В.Бирюкова относится к
приводам
класса, так как этот тип приводов обладает
наилучшими динамическими качествами
из всех приведённых выше, используется
на тепловозах с электропередачей. Также
использование привода с полым валом
приводит к уменьшению передаточного
числа редуктора, что весьма существенно
для локомотивов.
11. Выбор основных параметров и расчет прочности элементов тягового привода с электродвигателем
Передаточное число тягового редуктора определяют после выбора тягового двигателя и диаметра движущих колес. Передаточное число и находят из условия обеспечения заданной скорости движения локомотива на расчетном подъеме [1, стр. 288]:
(69)
где
— угловая скорость якоря тягового
электродвигателя при расчетном режиме
работы, рад/с;
—
диаметр
колеса, м;
— скорость
движения, км/ч.
,
(70)
Выбранным
передаточным числом обеспечивается
достижение локомотивом скорости, не
меньше конструкционной, при наибольшей
угловой скорости якоря тягового двигателя
,
т.е. соответствие неравенству [1,
стр. 288]
(71)
Неравенство
выполняется, следовательно, передаточное
число удовлетворяет требованию достижения
конструкционной скорости
.
Выбор параметров зубчатого зацепления тягового редуктора.
Здесь и далее ограничимся рассмотрением лишь прямозубых передач. Зубчатую передачу приходится вписывать в ограниченные габариты при заданном межцентровом расстоянии, что существенно затрудняет выбор её оптимальных параметров. Для повышения работоспособности зубчатой передачи применяют высококачественные стали, контурную закалку рабочих поверхностей и фланкирование зубьев, упругие зубчатые колеса и другие конструктивные и технологические мероприятия.
Коррекция
зубьев наиболее эффективно обеспечивает
компактность передачи без снижения
надежности. У некоррегированной шестерни,
нарезанной стандартным инструментом,
наименьшее количество зубьев
,
а при положительной коррекции это
количество можно довести до шести.
Практика показала, что по условиям
прочности соединения шестерни с валом
якоря двигателя их должно быть не меньше
14. Суммарное число зубьев зубчатой
передачи [1,
стр. 289]
,
(72)
Действительное передаточное отношение
(73)
где
—
числа зубьев соответственно ведущего
и ведомого колес.
Для редуктора пассажирских локомотивов суммарное число зубьев может быть предварительно оценено по формуле
(74)
где аш — межосевое расстояние;
т — модуль зубьев.
Для
проектируемого локомотива – прототипа
ТЭП 80 принимаем
,
(75)
Модуль
т
принимают
равным 9—10 мм при крутящем моменте на
колесной паре, не превышающем 20 кН-м;
при большем крутящем моменте модуль
увеличивают до 11—12 мм. Межосевое
расстояние обычно выбирают из условий
компоновки передачи. Параметры тяговых
редукторов современных тепловозов
приведены в табл. 6. Коэффициенты смещения
(коррекции) и геометрические параметры
шестерни и зубчатого колеса определяют
по ГОСТ 16532-70. Предварительно для
нормального исходного контура зубьев
по ГОСТ 13755-81 выбирают: угол профиля
°;
коэффициент высоты головки
;
коэффициент высоты ножки
;
коэффициент граничной высоты
;
коэффициент радиального зазора
.
Таблица 6