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 ее 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 z_min= 17, 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

(3.3)

где z₁, z₂— числа зубьев соответственно ведущего и ведомого колес.

Для редуктора пассажирских локомотивов суммарное число зубьев может быть предварительно оценено по формуле

(3.4)

где a_w — межосевое расстояние; т — модуль зубьев.

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. 3.1. 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 α = 20°; коэффициент высоты головки h_a^* =1; коэффициент высоты ножки h_f^* = 1,25; коэффициент граничной высоты h_l* = 2; коэффициент радиального зазора с* = 0,25. Необходимо выдержать соотношения (рис. 3.17):

(3.5)

где

В₀ — расстояние между колесами ведущей колесной пары; В_Д — длина корпуса тягового электродвигателя; b₃ — расстояние между корпусом электродвигателя и колесом со стороны, противоположной тяговому редуктору; b₁ и b₂ — расстояния, показанные на рис. 3.17.

 

 

Параметры тяговых редукторов локомотивов.

 

 

Расчет зубьев передачи на прочность.Нагрузка (крутящий момент), действующая на шестерню, Н·м,

(3.6)

где F_k— касательная сила тяги локомотива, Н; к_р — число тяговых редукторов; η — КПД редуктора.

При трогании с места

(3.7)

где ψ_к — коэффициент сцепления колес с рельсами при трогании с места, равный для тепловозов с электропередачей постоянного тока 0,33, а для тепловозов с передачей переменного тока — 0,36; N_сц — сцепной вес локомотива, Н.

Продолжительность действия F_{к mах} не превышает 0,2—1 % времени работы передачи, если считать пробег локомотива не менее 1 млн км. Поэтому прочность локомотивных зубчатых колес обусловливают не наибольшие нагрузки, возникающие при трогании с места, а те усталостные явления, которые действуют при переменных нагрузках. В связи с этим зубья колес рассчитывают на усталостные контактную прочность и прочность при изгибе, а затем проверяют статическую прочность колес на наибольшую нагрузку при трогании локомотива с места.

Расчет на усталостную прочность проводят по расчетной нагрузке и эквивалентному числу циклов. Для определения этих данных необходимы сведения о режимах работы тепловоза, для которого проектируют зубчатую передачу.

На основании многолетнего опыта эксплуатации тепловозов определены режимы работы тепловозов некоторых типов (табл. 3.2, 3.3, 3.4). По данным этих таблиц можно рассчитать циклограммы нагружения (спектры нагрузок) зубчатых колес передачи проектируемого тепловоза. Эти циклограммы, в данном случае ступенчатые, являются исходным материалом для расчета эквивалентного числа циклов перемены напряжений, которое определяют следующим образом.

Общее время работы зубчатой передачи Т (ч) за заданный период пробега

(3.8)

где L — пробег локомотива км; т_υ — число интервалов в распределении режимов работы тепловоза по скоростям; Т_i — относительное время работы тепловоза в i-м интервале скорости; υ_i; — средняя скорость движения в i-м интервале, км/ч.

 

Распределение относительного времени, %, работы грузовых тепловозов

Скорость тепловозаυi % υmax	Касательная мощность Рk %	Суммарное время, %
1—10	1,0	2,1	1,3	0,6	0,15	5,15
11—20	1,05	1,25	1,2	0,65	0,8	4,95
21—30	1,15	0,7	1,1	0,85	1,8	5,6
31—40	1,45	0,3	1,2	1,15	4,9	9,0
41—50	1,5	0,2	1,25	1,4	5,7	10,05
51—60	1,85	0,2	1,4	1,6	5,9	10,95
61—70	2,2	0,2	1,7	1,9	5,6	11,6
71—80	2,9	0,15	1,9	2,15	4,75	11,85
81—90	2,4	0,15	1,7	1,75	3,5	9,5
91—100	1,6	0,2	1,25	1,2	1,9	6,15
	17,1	5,45		13,25		84,8

Примечание. Время работы тепловоза на холостом ходу 15,2 %.

Расчетные режимы работы зубчатого колеса тепловоза типа ТЭМ2

Скорость движения тепловоза υ, км/ч	Сила тяги тепловоза Fк, кН	Время ра-боты на да-нном режи-ме за весь срок, %	Крутящий мо-мент на зубча-том колесе Мkp, кН·м	Частота вращения зубчатого колеса n2, мин-1	Время рабо-ты на дан-ном режиме за весь срок, ч
2,5	196,2	14,58	17,17	12,6
7,5	122,6	13,72	10,73	37,9
12,5	98,1	8,35	85,80	63,2
17,5	73,6	4,04	6,44	88,4
22,5	49,1	2,43	4,30	113,7
27,5	49,1	1,22	4,30
32,5	49,1	0,7	4,30	164,2
37,5	49,1	0,21	4,30	189,5
42,5	24,5	0,08	2,14	214,7
46,5	24,5	0,01	2,14	232,9	7,7

Расчетные режимы работы зубчатого колеса тепловоза типа ТЭП70

Скорость движения тепловоза υ, км/ч	Сила тяги тепловоза Fk, кН	Время рабо-ты на дан-ном режиме за весь срок, %	Крутящий момент на зубчатом колесе Мkp, кН·м	Частота вращения зубчатого колеса n2, мин-1	Время рабо-ты на дан-ном режиме за весь срок, ч
	163,32		16,60	217,5	1156,8
	120,66		12,27	304,5	4048,8
	81,96		8,33		5205,6
	51,06	0,05	5,19		57,8

 

При вычислении общего времени Т пробег L, обусловливающий прочность шестерни, принимают равным 1,5·10⁶ км для пассажирских и 1,2·10⁶ км для грузовых тепловозов. Для маневровых локомотивов расчетное время работы зубчатых колес тягового редуктора назначают равным 77 000 ч, исходя из того, что срок службы редуктора 10 лет, а тепловоз работает в году 88 % времени. Учитывая челночный характер работы тепловоза, при расчете используют время движения тепловоза в одну сторону. Время работы (ч) зубчатой передачи на каждом режиме

(3.9)

Число циклов напряжений

(3.10)

 

Крутящий момент на зубчатом колесе при скорости v_i

(3.11)

 

где F_ki — сила тяги локомотива при скорости v_i.

Силу тяги F_Ki определяют по данным табл. 3.2, 3.3, 3.4. При заданной касательной мощности касательная сила тяги пересчитывается по формуле F_ki = 3600 Р_ki /v_i. Эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на контактную выносливость зубчатого колеса и шестерни при условии, что коэффициент динамической добавки v_H < 0,1, находят по выражениям

(3.12)

(3.13)

Подобно определяют эквивалентное число циклов напряжений для расчета на усталостную прочность при изгибе

(3.14)

 

(3.15)

Исходная расчетная нагрузка для М_2H и М_2F для зубчатого колеса будет равна крутящему моменту при расчетном режиме, т.е. М_2H ⁼ M_2f ⁼M_2P, а для шестерни М_1H = М_1F = М_2P/uη.

Окружную скорость в зацеплении принимают равной средней по времени скорости за все время работы зубчатой передачи

(3.16)

где ω_ср — средняя по времени угловая скорость вращения колес, ; — начальный диаметр зубчатого колеса.

Например, при расчете на прочность тягового редуктора тепловоза ТЭП70 были использованы режимы, приведенные в табл. 4.4. За исходную расчетную нагрузку принят крутящий момент М_2р= 17,9 кН·м на I максимальном режиме, соответствующем расчетной скорости. Далее в соответствии с ГОСТ 21354-87 определяют расчетные и допускаемые напряжения на контактную прочность, а затем — контактные и изгибные напряжения, действующие на зубья передачи при наибольшей нагрузке.

При расчете тяговых редукторов пассажирских локомотивов были получены значения напряжений, МПа (в числителе — для шестерни, в знаменателе — для колеса):

 

Карданні приводи. Проектування карданного приводу.

 

§4.4. Карданные приводы.

Карданные приводы состоят из карданных валов, раздаточных и осевых редукторов. При проектировании карданного привода стремятся обеспечить небольшие углы наклона карданных валов, минимальные моменты инерции вращающихся масс и хорошую их балансировку. Карданные приводы стремятся максимально унифицировать, применяя однотипную конструкцию карданных валов, раздаточных и осевых редукторов.

В карданном приводе крутящий момент от коробки передач к осевым редукторам передается через карданные валы, наличие которых вследствие шлицевых и шарнирных соединений обеспечивает осевые и угловые смещения одного связываемого агрегата относительно другого. Например, при вписывании тепловоза в кривую, колебаниях надрессорного строения.

Элементы карданного привода работают в тяжелых условиях. Так, осевой редуктор привода установлен на ось колесной пары, которая при движении локомотива испытывает удары на стыках и других неровностях пути. При этом ускорения оси и корпуса редуктора могут достигать 100 м/с² и более. Передаваемый редукторами мощных локомотивов крутящий момент составляет 40 кН-м и более (при трогании с места).

В элементах привода вследствие фрикционных автоколебаний при боксовании возникают динамические нагрузки, в 2—3 раза превосходящие наибольшие статические нагрузки при трогании. Динамические нагрузки возникают также и в результате колебаний надрессорного строения, виляния тележек, наличия углов излома карданных валов, вибрации, источником которых являются главным образом зубчатые передачи. При таком сложном и тяжелом характере нагрузок масса, приходящаяся на единицу мощности локомотивного привода, обычно в 2—4 раза меньше стационарного привода такой же мощности.

Карданные валы.В тепловозах типов ТГМ4, ТГМ6 в тяговом приводе (см. рис. 3.2, а) применяются карданные валы двух видов: раздаточные и тележечные. Раздаточные карданные валы соединяют входной вал гидропередачи со средними осевыми редукторами, тележечные связывают осевые редукторы тележки. Раздаточный вал более длинный из-за приварки проставочной трубы к шлицевому хвостовику. Карданные шарниры раздаточных и тележечных валов унифицированы.

Раздаточный карданный вал (рис. 3.18) включает в себя два шарнира, каждый из которых состоит из фланца 1, скользящей 5 и сварной 7 вилок, крестовины в сборе 2, крышек 8 и роликовых подшипников. Фланцы и вилки выполнены из стали 45 и термообработаны до твердости НВ 255—302. Крестовины изготовлены из стали марки 12ХН3А; твердость их рабочих поверхностей после цементации и закалки с низкотемпературным отпуском термообработки равна НRС 58—62. Шлицевая часть хвостовика сварной вилки 7 из стали 38ХС после окончательного изготовления закаливается токами высокой частоты до твердости НRС 45.

 

 

 

Радиальные нагрузки от шипа крестовины воспринимаются роликовыми бессепараторными подшипниками 814712К4. У подшипника ролики разной длины (20 и 25 мм), расположенные в шахматном порядке, диаметр роликов 8 мм. В карданных валах, выпускаемых Людиновским заводом для тепловозов, до 1987 г. применялись игольчатые подшипники 814712К1 и 814715К1. Применение роликовых подшипников повысило долговечность карданных шарниров.

Осевые нагрузки от торца шипа крестовины через капроновую шайбу 11, стакан подшипника 10 и напрессованную на стакан обойму 12 воспринимает крышка 8, которая прикреплена к проушинам шестью болтами, застопоренными проволокой.

Вилки 5 и 7 соединены между собой эвольвентными шлицами с центрированием по наружному диаметру шлицев вала. Вилка 7 состоит из шлицевого хвостовика, трубы и собственно вилки, соединенных между собой сваркой.

Смазку в шлицевое соединение запрессовывают через одну из двух диаметрально расположенных масленок 4, откуда она поступает ко всем шлицам через кольцевую проточку в скользящей вилке. Масленки крестовин и шлицевого соединения расположены таким образом, что каждая точка смазки может получать масло от любой из двух диаметрально расположенных масленок. Смазываются подшипники и шлицевые соединения смазкой «Буксол».

Фланцы карданного вала статически балансируют с точностью до 30 Н-мм; вилки допускается не балансировать. Собранный карданный вал подвергают динамической балансировке с точностью до 90 Н-мм. Статическую балансировку обеспечивают сверлением отверстий в вилках, а динамическую — установкой двух пар балансировочных грузов 3 с каждой стороны вала в пазах типа ласточкиного хвоста.

Осевые редукторы бывают одноступенчатыми, двухступенчатыми, а в некоторых случаях и трехступенчатыми (рис. 3.19). Одноступенчатый редуктор (схема I) наиболее прост по конструкции. Он состоит из одной пары конических колес. Применение одноступенчатых редукторов уменьшает необрессоренную массу колесной пары. Однако для передачи крутящего момента необходимы еще раздаточные, а иногда и промежуточные редукторы, устанавливаемые на раме тележки (см. рис. 3.3), или один из осевых редукторов может быть раздаточным, выполненным, например, по схемам IV, V (см. рис. 3.19). Такие редукторы обычно устанавливаются на средней колесной паре трехосной тележки. Крайние колесные пары оснащены одноступенчатыми редукторами, на которые крутящий момент через короткие карданные валы передается от раздаточного редуктора.

 

 

Наибольшее распространение получили двухступенчатые осевые редукторы. В зависимости от последовательности расположения зубчатых колес двухступенчатые редукторы разделяют на коническо-цилиндрические (схема II) и цилиндрическо-конические (схема III). Применение двухступенчатых редукторов для привода колесных пар обеспечивает широкий диапазон передаточных чисел при унификации редукторов. Двухступенчатый редуктор легко преобразовать в промежуточный редуктор, передавая крутящий момент через карданный вал и на другие колесные пары. Трехступенчатые редукторы применяют как раздаточные (схема V).

Основные характеристики отечественных осевых редукторов приведены в табл. 3.5.

Основные характеристики осевых редукторов

Понижающий осевой редуктор тепловозов ТГМ6А, ТГМ6Д (рис. 3.20) предназначен для передачи вращающего момента от выходного вала унифицированной гидропередачи (УГП) к колесам тепловоза. У осевого редуктора две пары зубчатых колес: коническая и цилиндрическая. Коническая пара выполнена из конических колес с круговыми зубьями z = 26 и z = 31. Цилиндрическая прямозубая пара выполнена из зубчатых колес с модулем т = 10 и числом зубьев 18 и 64. Общее передаточное число редуктора i = 4,24.

Корпус в сборе осевого редуктора конструктивно выполнен из двух частей: верхней 1 и нижней 23. Правильная установка верхнего и нижнего корпусов друг относительно друга обеспечивается шпильками с конусностью 1:50. К верхнему корпусу приварен кронштейн для крепления реактивной тяги, предотвращающей поворот корпуса осевого редуктора при передаче вращающего момента. В расточках верхнего корпуса расположены ведущий 3 и ведомый 16 валы, установленные на роликовых подшипниках 7 к 11.

Осевые силы на ведущем и ведомом валах воспринимаются шариковыми подшипниками 13 с радиальным зазором 0,14—0,18 мм. Ведущий вал 3 выполнен со съемными фланцами; в крайних осевых редукторах вместо фланцев применены съемные колпаки.

Конические зубчатые колеса и фланцы соединены с ведущим валом коническими посадками с гарантированным натягом. Зубчатые колеса и фланцы насаживают на вал тепловым способом. Распрессовку зубчатых колес и фланцев осуществляют давлением масла, подводимого между конусными поверхностями через отверстия в торцах валов. Боковой зазор в зацеплении конических зубчатых колес регулируют подшлифовкой полуколец 6, 12, 21. Корпус осевого редуктора установлен на оси колесной пары на двух роликовых подшипниках. Осевые усилия воспринимаются шариковыми подшипниками с радиальным зазором 0,1—0,16 мм.

Редуктор оборудован двумя щупами 15 для контроля уровня смазки в верхней и нижней полостях редуктора. Заливают масло в нижнюю полость через отверстие, закрываемое пробкой 2. В верхнюю полость масло заливают через отверстие под щуп. Переливное устройство 25 служит для слива масла, перекачиваемого в процессе работы из нижней полости в верхнюю. Масло из редуктора сливается через три пробки 24 в нижнем и верхнем корпусах. Смазывание подшипников и зубчатых колес происходит разбрызгиванием масла при вращении колес. При переполнении маслом верхней полости корпуса лишнее масло через переливное устройство 25 сливается в нижнюю часть редуктора. Осевой редуктор заправляют трансмиссионным маслом ТС_П-15К, при температуре ниже -25 °С необходимо применять масло ТС_п-10 ГОСТ 23652-79.

 

§4.5. Проектирование карданного привода.

При проектировании карданного привода прежде всего выбирают кинематическую схему передачи. Основные агрегаты передачи располагают таким образом, чтобы угол взаимного отклонения осей двух валов, со-прягаемых карданным шарниром, был не более 10°. Для промышленных и маневровых локомотивов, работающих на кривых малого радиуса, допус-кают увеличение этого угла до 15°. При отсутствии взаимной подвижности сопрягаемых карданным валом узлов для нормальной работы подшипников качения угол в шарнирных соединениях принимают не менее 3°.

После выбора кинематической схемы рассчитывают тягово-экономические характеристики, в результате чего определяют общее передаточное число механической части (коробки передач, раздаточного и осевого редукторов). На основании технических и эксплуатационных требований, а также возможностей производства распределяют общее передаточное число между отдельными агрегатами. Затем рассчитывают основные элементы карданного привода.

Срок службы карданного вала по основным элементам (подшипники, шлицы) до капитального ремонта для магистральных тепловозов и дизель-поездов устанавливается не менее 0,9·10⁶ км пробега, а для маневровых тепловозов не менее 9 лет при вероятности безотказной работы 0,9.

Срок службы подшипниковых узлов в осевых и раздаточных редукторах до замены составляет 1·10⁶ км пробега локомотива. Выбрав тип подшипников и определив их коэффициенты работоспособности, по каталогу подбирают серию и размер подшипников в зависимости от посадочных диаметров валов.

Для повышения работоспособности зубчатых колес редукторов, изготовленных из легированных сталей 18ХГТ, 30ХГТ, 45ХН, 12Х2Н4А, зубья термообрабатывают и применяют пластическую деформацию поверхностного слоя специальными накатками. Нормальное зацепление зубчатых колес без перекоса обеспечивается определенной жесткостью валов редукторов. Схемы нагружения валов обусловлены выбранной схемой редуктора.

При расчете на прочность элементов карданного привода важным этапом является выбор расчетных режимов нагружения.

В результате испытаний локомотивов с карданным приводом было установлено, что при трогании с места и движении в режиме тяги с малыми скоростями возможно боксование колес. Во время боксования в приводе возникают динамические моменты, в 2—3 раза превосходящие наибольший момент по сцеплению колес с рельсами. Боксование не является рабочим режимом тепловоза, и действие его кратковременно, однако для обеспечения прочности элементов карданного привода необходимо эти нагрузки учитывать при расчете на прочность.

Кинематика карданного привода.Для работы карданных валов большое значение имеют установочные углы их наклона (рис. 3.21, а).

 

 

Особенность кинематики карданных валов заключается в том, что их передаточное число валов изменяется в пределах одного оборота вала. Для синхронного вращения ведущего 1 и ведомого 3 валов необходимо, чтобы вилки 5 и 6 лежали в одной плоскости, а углы перелома γ₁ и γ₂ были равны и тоже лежали в одной плоскости.

Рассмотрим кинематику шарнира I (рис. 3.21, б). За исходное положение ведущего вала 1 примем такое, при котором крестовина лежит в плоскости, перпендикулярной его оси. При вращении вала 1 точка А будет двигаться по окружности О₁, а точка В — по окружности О₂. Плоскости этих окружностей наклонены одна относительно другой под углом γ₁. При повороте вала 1 на угол θ₁ точка А займет положение А_1, а точка В положение В₁. При этом промежуточный вал 2, выполняющий роль ведомого, повернется на угол β. Рассматривая сферический треугольник А₁В₁В, найдем следующее выражение, определяющее угол β в функции угла θ_1:

(3.17)

Дифференцируя по времени выражение (3.17), находим отношение угловых скоростей ω₂ и ω₁

(3.18)

Из графиков изменения отношения (рис. 3.22) следует, что при постоянной скорости вращения ведущего вала скорость вращения промежуточного вала в течение одного оборота претерпевает два цикла изменения.

Рассматривая кинематику шарнира II по аналогии с изложенным выше, получим

(3.19)

(3.20)

где θ₃ — угол поворота ведомого вала.

 

 

Сопоставляя выражения (3.17) и (3.18) с выражениями (3.19) и (3.20), найдем, что при равенстве углов γ₁ и γ₂ в любой момент времени θ1 = θ₃ и

ω₁ = ω₃. При γ₁ ≠ γ₂ передаточное число изменяется от

λ _min= , в результате чего на вал и связанные с нимэлементы действуют крутильные колебания. Если γ₁ = γ_2, то λ = 1. Такая установка валов возможна только при статическом положении всех элементов привода колесных пар. На самом деле углы наклона карданного привода зависят от условий движения по прямым и кривым участкам пути. При вписывании, например, в кривые этот угол в горизонтальной плоскости может достигать 10—15°. Угол наклона карданного вала также изменяется при вертикальных колебаниях надрессорного строения. Величина его во многом зависит от длины и расположения реактивной тяги. Для уменьшения изменения угла наклона целесообразно располагать реактивную тягу горизонтально и длину ее принимать по возможности наибольшей.

Определение моментов, действующих в карданном приводе.Кру­тящий момент, развиваемый колесной парой при трогании из условия сцепления колес с рельсами,

(3.21)

Крутящий момент, реализуемый раздаточным карданным валом,

(3.22)

Здесь в выражениях (3.21) и (3.22): 2П — нагрузка от колесной пары на рельсы, кН; ψ_К — наибольший коэффициент сцепления при трогании с места, принимаемый равным 0,33; D_к — диаметр колес, м; z — число колесных пар, к которым передается крутящий момент через рассматриваемый элемент привода; и — передаточное число осевого редуктора; η_пр — КПД карданного привода, приближенно его можно рассматривать как произведение

η_пр = η_цη_кη_кв; η_ц = 0,98 — КПД цилиндрической пары зубчатых колес осевого редуктора; η_к = 0,97 — КПД конической пары зубчатых колес; η_кв = 0,99 — КПД карданного вала.

Реальный с учетом динамики момент, действующий в элементах привода, может быть значительно бо'льшим, чем момент, определяемый выражением (3.22). В общем случае для раздаточного карданного вала такой момент можно определить как

(3.23)

где к_Д = k₁ ·k₂ ·k₃ k₄ — коэффициент динамики, учитывающий динамиче-ские нагрузки в приводе.

Коэффициент к₁ учитывает влияние статического излома в шарнирных соединениях карданного вала на динамику привода (рис. 3.23).

Коэффициент к₂ учитывает динамические нагрузки при отклонениях углов излома кардана от статических величин, когда γ₁ ≠ γ₂ .Эти нагрузки растут с увеличением скорости движения локомотива и с уменьшением радиуса кривых участков пути. Поскольку в кривых скорость движения локомотива мала, их влиянием можно пренебречь, тогда к₂ = 1 +(0,0—0,1)α_к, где α_к — угол излома кардана относительно входного вала осевого редуктора в горизонтальной плоскости, который может для раздаточного кардана достигать величины 10—13°.

 

 

Коэффициент k₃ учитывает динамические нагрузки от колебаний подрессорного строения при движении экипажа по неровностям пути. Принимается равным при горизонтальном расположении реактивной тяги осевого редуктора 1,05—1,1, а при вертикальном расположении реактивной тяги — 2—3.

Коэффициент k₄ учитывает нагрузки от виляния тележек. Он может быть принят 1,1—1,5. Большие значения соответствуют жесткой связи колесных пар с рамой тележки (челюстная букса без упругих осевых упоров). При упругой связи (поводковые буксы, упругие осевые упоры) значение

k₄= 1,1. Величина k₄ зависит и от скорости движения локомотива. При движении локомотива с малыми скоростями, особенно в крутых кривых, тележки практически не виляют и влиянием скорости можно пренебречь.

При выборе карданного вала и оценке его прочности кроме режимов работы привода, определяющих динамический момент по выражению (3.23), рассматривают еще один возможный тяжелый режим с точки зрения динамической нагруженности элементов привода —- режим боксования. Во время боксования при неблагоприятном соотношении моментов инерции ведущих и ведомых частей привода и большой «жесткости» тяговой характеристики (крутопадающая зависимость F_k =f (V), что характерно для маневровых тепловозов) могут возникать интенсивные автоколебания. При этом динамический момент в элементах привода может значительно превосходить момент, реализуемый колесной парой по сцеплению. Обычно это явление может происходить при трогании локомотивом состава или при движении с малыми скоростями V ≤ V_р, когда резко меняются условия сцепления колес с рельсами.

Наибольший динамический момент при боксовании для раздаточного вала определяются по формуле

(3.24)

где k^б_Д —коэффициент динамики при боксовании, по рекомендациям ВНИТИ, следует брать равным 2—3.

Выбор типа карданного вала.Отечественной промышленностью в соответствии с ГОСТ 28300-89 для тягового привода тепловозов и дизель-поездов разработан и применяется стандартный ряд карданных валов (табл. 3.6). Карданные валы выпускаются двух типов, отличающихся друг от друга способом центрирования фланцев с центральной выточкой (рис. 3.24, а) и с центрирующим выступом (рис. 3.24, б). Для выбора карданного вала из типового ряда необходимо определить наибольший динамический момент из условий нормальной работы карданного привода тепловоза по выражению (3.23), а при режиме боксования — по выражению (3.24). По полученному большему значению динамического момента выбирают требуемый по условию прочности карданный вал из типового ряда.

Пример. Выберем карданный вал, соединяющий гидравлическую коробку передач с осевым редуктором, для тепловоза, схема передачи которого приведена на рис. 3.25.

Исходные данные, род службы — маневровый; полная (номинальная) мощность 550 кВт; осевая характеристика 2₀—2₀; служебная масса 80 т. Конструкционная скорость на маневровом режиме 27 км/ч, на поездном режиме 55 км/ч; диаметр колеса 1,05 м; минимальный радиус вписывания — 40 м; передаточное число осевого редуктора — 4,24.

1. Определяем угол излома α' в шарнирах карданного вала. Установочные углы наклона карданного привода даны на схеме рис. 3.25. Для рассматриваемого карданного вала наибольший угол излома в шарнирах появляется при вписывании в кривую наименьшего радиуса, когда тележки экипажной части устанавливаются в положении наибольшего перекоса. Схема такой установки показана на рис. 3.26, а.

где где Δ — наибольший зазор между гребнем колеса и головкой рельса, Δ = 1546 - (1440 - 3) + 26·2 = 57 мм; 1546 — наибольшая ширина колеи в кривой расчетного радиуса, мм; 26 — наименьшая толщина изношенного гребня бандажа на уровне головки рельса, мм; L — шкворневая база экипажной части, мм; l — базы тележки, мм; R — радиус кривой, мм; δ=15 мм — упругое перемещение колесной пары за счет поводков;

Найдем угол α_к излома карданного вала в горизонтальной плоскости при отклонении тележки на угол α' (рис. 3.26, б). Угол излома карданного вала, соединенного с выходным валом гидропередачи,

 

 

Угол излома карданного вала, соединенного с осевым редуктором,

 

 

 

 

 

Таким образом, определяющим в расчете карданного вала будет угол α_к излома в шарнире осевого редуктора.

2. Определяем расчетные параметры и выбираем карданный вал. Крутящий момент, развиваемый колесной парой при трогании,

Момент, реализуемый раздаточным карданным валом,

Коэффициент динамики при движении локомотива в нормальном режиме без боксования (по рис. 3.23) при исходном статическом угле излома кардана γ = 5°; k₃ = 1,1 при горизонтальном расположении реактивной тяги; к₄ = 1,05 при упругой поперечной связи колесной пары с рамой тележки (упругий осевой упор в буксе); Наибольший динамический момент на карданном валу

Определяем динамический момент, действующий на раздаточный карданный вал при боксовании. Примем коэффициент динамики при боксовании k^б_Д = 2,5, тогда

Таким образом, прочность карданного вала определяется динамической нагрузкой, действующей при боксовании.

В соответствии с табл. 3.6 можно выбрать карданный вал первого типа диаметром D = 350 мм с допускаемым кратковременным действующим моментом 47 кН·м.

 

Спарникові механізми.

 

§4.6. Спарниковые механизмы.

Спарниковый механизм является наиболее простым по конструкции типом тягового привода. Его применяют главным образом для промышленных и маневровых локомотивов небольшой мощности. Тяговый привод тепловоза ТГМ23Б (рис. 3.27) передает вращение от отбойного вала реверс-режимного редуктора через спарники 2, 4 и 6 движущим колесным парам 7, 5 и 7. В головки (рис. 3.28, а) переднего 6 и среднего 1 спарников, насаженные на палец 4 отбойного вала, запрессованы втулки 2, 3 из стали Ст5. В эти втулки вставляют общую плавающую втулку 5 из сплава ЦАМ 9—1,5 ГОСТ 17232-99. На поверхности втулки сделаны шесть рядов отверстий для прохода смазки, которая поступает через отверстия в пальце кривошипа.

В головки, надеваемые на пальцы колесных пар (рис. 3.28, б), запрессовывают втулки 2 из стали Ст5, в которые вставляют плавающие втулки 6 из сплава ЦАМ 9—1,5. Смазку к этим втулкам подают сверху через головки спарника 1, в каждую из которых ввертывают переходный штуцер 10 и специальный полый штифт 9, являющийся стопором, предохраняющим запрессованную втулку от проворачивания. Наружные торцы пальцев, а также плавающие и запрессованные втулки головок спарников для защиты от пыли закрыты штампованными крышками 8.

Средний и задний спарники соединены шарнирным узлом (рис. 3.29). Для этого в хвостовик 1 среднего спарника запрессована втулка 7, закрепленная от проворачивания штифтом-зак- лепкой. В запрессованную втулку вставляют плавающую втулку 6. В вилке 2 заднего спарника отверстия выполнены коническими. С внутренней стороны в это отверстие конической частью входит соединительный валик 3, а с наружной — коническая втулка 4. При затягивании гайки 5 хвостовика валика последний надежно центрируется в вилке спарника двумя коническими поверхностями. Наличие суммарных зазоров в узле палец—плавающая втулка—запрессованная втулка допускает свободное перемещение колесных пар в вертикальной плоскости независимо друг от друга (не создавая при этом растягивающих напряжений в спарниках), а также компенсирование допускаемых отклонений радиуса кривошипа и разницу в межцентровых расстояниях между отдельными буксовыми направляющими.

 

 

Гідравлічні приводи.

Визначення основних параметрів і вибір устаткування гидропередачи.

 

§4.7. Гидравлические передачи.

Принцип действия и классификация.На тепловозах с гидравлической передачей мощность дизеля передается движущим колесным парам через жидкость, циркулирующую в замкнутом объеме. Дизель передает энергию гидравлическому насосу, который сообщает ее жидкости, подавая ее под давлением к гидравлическим двигателям (гидромоторам или гидротурбинам), связанным с колесными парами тепловоза. От двигателей жидкость возвращается к насосу. Жесткая механическая связь между валом дизеля и колесами тепловоза отсутствует.

Таким образом, в гидравлических передачах происходит двойное преобразование энергии (см. рис. 3.30, б): сначала механическая энергия вращения коленчатого вала дизеля в гидравлическом насосе сообщается жидкости, а затем в гидравлических двигателях энергия, полученная жидкостью, снова преобразуется в механическую энергию, но теперь уже в энергию вращения колесных пар.

В этом отношении можно провести некоторую аналогию с электрической передачей (см. рис. 3.30, а). В ней энергия также преобразуется дважды: тяговый генератор за счет механической энергии дизеля вырабатывает электрическую энергию, которая в свою очередь тяговыми электродвигателями преобразуется в механическую, и передается движущим колесам.

Следовательно, движение жидкости в гидравлической передаче играет роль электрического тока в электрической передаче. Отсутствие в обоих случаях непосредственной связи между валом дизеля и колесными парами тепловоза облегчает регулирование передаточного отношения между ними и позволяет изменять его в определенных пределах плавно.

Гидравлические передачи могут быть двух типов: гидростатические (объемные) и гидродинамические.

В гидростатических передачах работа передается за счет высоких давлений жидкости при незначительных ее расходах (скоростях). Гидравлические насос и мотор выполняются в таких передачах в виде поршневых или ротационных машин, в которых изменение объема осуществляется принудительно. Гидростатические передачи не нашли применения в качестве силовых передач тепловозов из-за различных технических трудностей (большие потери на трение, наличие утечек при высоких давлениях и т. д.). Однако такие передачи небольшой мощности используются для привода вспомогательных агрегатов тепловозов (например, вентилятора холодильника на пассажирских тепловозах ТЭП60 и ТЭП70).

На тепловозах почти исключительно применяют гидродинамические передачи, в которых используется кинетическая энергия жидкости, циркулирующей в замкнутом постоянном объеме. Эти передачи состоят из центробежного насоса и турбины, в которых имеет место не изменение объемов, а изменение скоростей жидкости.

Различают передачи, в которых мощность передается только через гидравлические элементы на всех режимах работы тепловоза (например, на тепловозах ТГМ1, ТГМЗА и ТГМЗБ, ТГМ23, ТГМ6, ТГ16), и передачи, в которых мощность частично или полностью на отдельных режимах передается, минуя гидравлические элементы, через коробку скоростей (механическую передачу)— тепловозы ТГМ2, ТГМЗ, дизель-поезд Д1. Первые обычно называются просто гидравлическими, а вторые — гидромеханическими.

Гидродинамические передачи имеют ряд достоинств, которые способствуют их использованию в тепловозостроении. Основными их преимуществами по сравнению с электрической передачей являются меньшие габаритные размеры, вес и стоимость на единицу мощности, а также малый расход цветных металлов. В то же время преобразование энергии в гидропередачах происходит с несколько большими потерями, что приводит к повышенному расходу топлива тепловозом (примерно на 5 % в среднем).

Гидромуфты и гидротрансформаторы.В соответствии с изложенным выше принципом работы схему гидропередачи можно представить, как показано на рис. 3.31, а. Центробежный насос Н, получая энергию от двигателя через вал 1, засасывает жидкость из трубопровода 4 и нагнетает ее по трубопроводу 5 в радиальную турбину Т, из которой жидкость возвращается в трубопровод 4. При течении жидкости в замкнутом контуре 4—Н—5—Т—4 возникают потери ее энергии из-за трения и вихреобразования. Потери на трение зависят от скорости течения, длины трубопроводов и качества их внутренних поверхностей; вихревые потери — от изменений направления и скорости течения. Поэтому для уменьшения потерь на трение в трубопроводах 4 и 5 приходится увеличивать их поперечные сечения, чтобы снизить скорость течения. Для уменьшения вихревых потерь при выходе из насоса и постепенного снижения скорости служит направляющий аппарат (диффузор) НА. Однако перед турбиной в направляющем аппарате НА₂ скорость течения должна быть снова повышена для увеличения кинетической энергии жидкости.

Попытки создать работоспособную передачу по этой схеме долгое время не могли увенчаться успехом: потери в трубопроводах и направляющих аппаратах были настолько велики, что , к. п. д. передачи был недопустимо низок. Выход был найден в ликвидации всех трубопроводов и объединении насоса и турбины в одном корпусе в виде единого гидроаппарата. В связи с этим отпали потери на трение в трубопроводах, а также значительная часть вихревых потерь.

Контур циркуляции жидкости в гидроаппаратах ограничен пространством между лопатками рабочих колес Н и Т и направляющего аппарата НА (рис. 3.31, б). Это позволило существенно поднять к. п. д. гидроаппаратов. Для некоторых случаев оказалось возможным исключить из круга циркуляции и направляющий аппарат (рис. 3.31, в), получив простую конструкцию, состоящую лишь из упрощенных насосного и турбинного колес. Таким образом, в гидродинамических передачах применяются аппараты двух типов: гидротрансформаторы, в которых, помимо вращающихся рабочих колес (насосного и турбинного), имеется и неподвижный направляющий аппарат (реактор), и гидромуфты, в которых жидкость циркулирует только между лопатками рабочих колес.

 

 

 

Гидромуфта(рис. 3.32) конструктивно состоит из трех основных деталей. Насосное колесо Н жестко связано с ведущим валом 1. Турбинное колесо Т находится на ведомом валу 2. Каждое из колес состоит из наружного тороидального корпуса и внутреннего тора, пространство между которыми перегорожено радиальными лопатками. (Используются конструкции гидромуфты и без внутреннего тора.) Для ограничения рабочего пространства гидромуфты от утечек жидкости служит наружный корпус (колокол) 3, который в данной конструкции жестко соединен с насосным колесом и вращается вместе с ним.

Рабочее пространство круга циркуляции гидромуфты представляет собой замкнутые каналы между лопатками насосного и турбинного колес, которые в процессе работы заполнены жидкостью.

 

 

 

Жидкость в межлопаточных каналах совершает сложное движение. Проследим за движением какой- то частицы (небольшого объема) жидкости в круге циркуляции. Входя в насосное колесо Н на радиусе r₁ частица жидкости движется в радиальном направлении под действием центробежной силы. Одновременно вместе с колесом частица вращается с переносной (окружной) скоростью , где n_н — частота вращения насосного колеса, об/мин.

При перемещении частицы жидкости от входа на лопатки (радиус r₁) к выходу (радиус r₂) она по инерции стремится сохранить свою окружную скорость и в новом положении, но лопатка колеса обладает в этой точке большей переносной скоростью: . Поэтому колесо как бы стремится обогнать частицу и своей лопаткой давит на нее. Таким образом, частице жидкости от лопаток сообщается энергия, которая ускоряет ее и заставляет двигаться со скоростью лопатки колеса. Аналогичное воздействие испытывают все частицы жидкости. Следовательно, в насосном колесе лопатки сообщают рабочей жидкости кинетическую энергию.

В каналах турбинного колеса жидкость, наоборот, движется от периферии к центру, поэтому в них происходит обратная картина. Здесь жидкость, перемещаясь к центру, теряет окружную скорость. Поэтому она давит на лопатки турбинного колеса, и, отдавая им энергию, заставляет вращаться турбинное колесо.

Таким образом, происходит замкнутое движение жидкости в круге циркуляции. Необходимым условием этого движения является наличие скольжения, т. е. некоторой разности частот вращения рабочих колес. Только при этом условии центробежные силы жидкости, находящейся между лопатками насосного колеса, смогут преодолеть центробежные силы жидкости, заключенной в каналах турбинного колеса, и все сопротивления пути циркуляции. Направление циркуляции показано стрелками на левой проекции рис. 3.32.

Скольжением гидромуфты s называется отношение разности частот вращения насосного (n_н) и турбинного (n_т) колес к частоте вращения насосного колеса:

где i = n_т / n_т – передаточное отношение.

Передача мощности в гидромуфте осуществляется непосредственно от насосного колеса к турбинному через жидкость. Поэтому вращающий момент на ведомом валу всегда равен моменту на ведущем валу (М_Т = М_н).

Так как мощность равна произведению момента на частоту вращения, то вследствие скольжения (т. е. отставания ведомого вала) мощность, подводимая к гидромуфте, всегда больше мощности на ведомом валу.

Полный к. п. д. гидромуфты

Отсюда следует, что к. п. д. гидромуфты при постоянном n_н возрастает с увеличением частоты вращения ведомого вала (турбинного колеса).

Характеристика к. п. д. гидромуфты, т. е. его зависимость от передаточного отношения i (рис. 3.33, а), имеет вид прямой линии. Теоретически эта линия должна была бы придти в точку (i=1, η_гм = 1). Однако, как мы установили, работа гидромуфты при s = 0 (п_T = п_н) невозможна. По этой причине, а также вследствие некоторых неучтенных потерь характеристика к. п. д. при n≥0,97÷0,98 резко обрывается и при i = 1

к. п. д. равен нулю (муфта не передает энергию).

Другой важной характеристикой гидромуфты является зависимость передаваемого момента от передаточного отношения. Как видно на рис. 3.33, а, с возрастанием скольжения s (т. е. с уменьшением i) при постоянном п_н абсолютная величина момента, который может передать гидромуфта, увеличивается.

Таким образом, гидромуфта может служить для передачи энергии между двумя валами. Она обладает способностью смягчать ударные нагрузки и крутильные колебания, возникающие в передаче.

Гидромуфта, связанная с валом дизеля, допускает его пуск при полностью заторможенном ведомом вале.

Обычно гидромуфты работают при к. п. д. на номинальном режиме 0,96—0,97, что соответствует скольжению 3—4 % (при номинальной частоте вращения ведущего вала). При этом они должны передавать номинальный (расчетный) момент.

 

 

Гидротрансформатор(рис. 3.34) в отличие от гидромуфты, помимо насосного Н и турбинного Т колес, имеет неподвижный направляющий аппарат (реактор) НА, который, также как и рабочие колеса, состоит из специально спрофилированных лопаток.

 

 

 

Направляющий аппарат меняет направление потока жидкости и обеспечивает постоянный угол входа жидкости на лопатки насосного колеса. Таким образом, условия их обтекания практически не меняются при изменении режима работы турбинного колеса и это дает возможность преобразовывать (трансформировать) момент, передаваемый гидротрансформатором.

Поскольку момент на любом валу вообще прямо пропорционален мощности и обратно пропорционален частоте вращения, то при постоянной мощности и уменьшении частоты вращения турбинного вала момент на нем увеличивается (и наоборот).

Направляющий аппарат в круге циркуляции гидротрансформатора конструктивно может быть расположен или перед насосным колесом (рис. 3.34, а), или перед турбинным колесом (рис. 3.34, б). В первом случае гидротрансформатор относят к первому классу, во втором — ко второму. При этом характерно, что для гидротрансформаторов первого класса турбинное колесо может вращаться только в направлении вращения насосного колеса, тогда как для гидротрансформаторов второго класса направление вращения турбинного колеса может быть любым — в зависимости от расположения лопаток направляющего аппарата.

В обоих случаях назначение направляющего аппарата одинаково — увеличивать кинетическую энергию жидкости (динамический напор) за счет преобразования части статического давления путем изменения скорости и направления потока на неподвижных лопатках вследствие их реакции. Так как направляющий аппарат воспринимает реактивные силы, при изменении режима работы турбинного колеса на него действует переменный по величине и знаку крутящий момент, передающийся на неподвижный корпус. Знак этого момента зависит от направления потока на лопатки направляющего аппарата. Момент турбинного колеса в соответствии с законом сохранения энергии равен М_Т=М_Н± ±М_НА. На рис. 3.33, б показаны зоны передаточных отношений с положительными и отрицательными значениями момента направляющего аппарата. При этом, если направляющий аппарат расположен перед входом в турбинное колесо (гидротрансформаторы второго класса), то он увеличивает момент, передаваемый турбинному валу, по сравнению с моментом на ведущем валу. Если направляющий аппарат расположен перед насосным колесом (гидротрансформаторы первого класса), то реактивный момент (момент на направляющем аппарате) складывается с моментом, приобретаемым жидкостью в насосном колесе, что в конечном итоге также приводит к увеличению момента на валу турбинного колеса. Таким образом, в обеих схемах осуществляется преобразование момента и скорости вращения ведомого вала при постоянных моменте и скорости вращения ведущего вала.

Отношение момента турбинного колеса М_Т к моменту насосного колеса М_н называют коэффициентом трансформации момента: k = М_Т/М_Н.

Теоретически при заторможенном турбинном вале его момент должен быть бесконечно большим. Однако из-за значительных потерь на этом режиме момент будет иметь конечные значения, но в несколько раз превышающие момент насосного колеса (при п_T = 0 обычно k = 4÷5). При увеличении n_т коэффициент трансформации k уменьшается по характеристике, приведенной на рис. 3.33, б.

Таким образом, гидротрансформатор может быть использован не только для передачи мощности между двумя нежестко связанными валами, но и для изменения момента на ведомом валу в зависимости от частоты его вращения при постоянной мощности и частоте вращения вала двигателя. Такой характер изменения момента в основном соответствует требуемой тяговой характеристике тепловоза.

К. п. д. гидротрансформатора, так же как и гидромуфты, представляет отношение мощности, снимаемой с турбинного колеса, к мощности, затрачи-ваемой на вращение насосного колеса:

Передаточное отношение гидротрансформатора может изменяться от нуля до единицы. Однако, как видно из характеристики (см. рис. 3.33, б), только при одном значении i, называемом оптимальным (или расчетным) передаточным отношением i_р, достигается наивысшее значение к. п. д. В этом режиме в рабочей полости устанавливается практически безударная циркуляция жидкости с минимальными потерями. При всяком отклонении режима от номинального в ту или другую сторону возникают ударные явления при переходе жидкости с колеса на колесо. Чем больше отклонение от расчетной точки, тем больше ударные потери и, следовательно, ниже к. п. д. гидротрансформатора. В точках i = 0 (в начале координат) и k = 0 (см. рис. 3.33, б) к. п. д., как это и следует из вышеприведенной формулы, равен нулю.

Качество гидротрансформатора определяется формой кривой зависимости к. п. д. от передаточного отношения. Чем положе эта кривая в области вершины (у расчетного режима), т. е. чем шире диапазон сравнительно высоких к. п. д., тем совершеннее гидротрансформатор. Очевидно, что нецелесообразно допускать длительную работу гидротрансформатора на малых и высоких передаточных отношениях, т. е. в тех зонах, где его к. п. д. невелик. Такие режимы работы при малых передаточных отношениях гидротрансформатора или при малых скоростях тепловоза допустимы лишь кратковременно.

Если у гидротрансформатора момент насосного колеса не зависит от момента и частоты вращения турбинного колеса, изменения внешней нагрузки не влияют на нагрузку дизеля. Момент М_н остается постоянным во всем диапазоне изменения М_T. Такая характеристика условно называется «непрозрачной» (см. рис. 3.33, б, сплошные линии). В этом случае и сам гидротрансформатор тоже называется «непрозрачным».

«Прозрачным» называют гидротрансформатор, у которого момент насосного колеса меняется с изменением частоты вращения турбинного колеса (см. рис. 3.33, б, пунктирные и штрихпунктирные линии).

Большинство тепловозных гидротрансформаторов имеют некоторую «прозрачность» характеристики, что требует согласования характеристики дизеля и гидропередачи.

Конструкции гидравлических передач.Как видно из характеристик, ни гидромуфта, ни гидротрансформатор не могут в отдельности обеспечить более или менее существенный диапазон экономичного регулирования скорости и, стало быть, каждый из аппаратов не может в отдельности служить передачей для тепловоза. Однако использование в гидропередаче двух аппаратов значительно расширяет возможную область экономичной работы, при которой к. п. д. передачи оказывается выше заранее заданного минимально допустимого значения к. п. д. η_зад. На рис. 3.35 показано, что при использовании в передаче гидротрансформатора и гидромуфты диапазон передаточных отношений, в котором к. п. д. η выше заданного η_зад, шире, чем соответствующий диапазон для каждого аппарата в отдельности. Поэтому гидропередачи тепловозов обычно состоят не менее чем из двух (чаще всего трех) гидроаппаратов (гидротрансформаторов и гидромуфт), т. е. выполняются двух- или трехциркуляционными.

Возможны следующие сочетания гидроаппаратов в трехцир-куляционной передаче: гидротрансформатор и две гидромуфты; два гидротрансформатора и гидромуфта; три гидротрансформатора. В случае применения двух гидротрансформаторов один из них рассчитывают на работу при трогании с места и на малых скоростях движения, когда требуется высокая трансформация момента. Его называют пусковым. Второй гидротрансформатор, который используется при движении со средними и высокими скоростями, называют маршевым.

В тепловозных передачах в качестве пусковых гидроаппаратов иногда применяют многоступенчатые гидротрансформаторы, имеющие по две и более турбинных ступеней и направляющих аппаратов. В этих аппаратах создаваемый насосным колесом напор реализуется не на одной ступени турбины, а равномерно распределяется по нескольким турбинным колесам (ступеням). Такие гидротрансформаторы, как правило, рассчитываются на пониженные передаточные отношения (i = 0,3 ÷ 0,45) и характеризуются большими коэффициентами трансформации момента k при стоповом режиме (i=0).

 

 

 

Рабочие жидкости для гидроаппаратов.В качестве рабочих жидкостей могут быть использованы вода или масло. Вода используется в крупных стационарных передачах. Для передач транспортных машин, в том числе и тепловозов, наиболее выгодной жидкостью является масло, хотя из-за его меньшего удельного веса габариты передач несколько увеличиваются. Масло как рабочая жидкость обладает следующими преимуществами: использование масла обеспечивает одновременно и смазку всех трущихся частей, тогда как при работе на воде требуется создание специальной смазочной системы; температура испарения масла выше, чем воды; температура затвердевания масла ниже, чем воды, что уменьшает опасность замерзания передачи при низких температурах. С другой стороны, так как теплоемкость масла примерно вдвое меньше, чем воды, возникает необходимость создания специальной системы для внешнего охлаждения циркулирующего в передаче масла.

В гидропередачах используют минеральные масла и их смеси, отвечающие целому ряду специальных требований.

Для тепловозных гидропередач обычно применяется специальное масло ГТ50, содержащее присадки против вспенивания и окисления. Также применяется масло «Турбинное 22» с добавкой антипенной присадки ПМС200А. Могут применяться и некоторые другие сорта масел.

Устройство трехциркуляционной гидропередачи.Рассмотрим устройство унифицированной гидропередачи УГП750, УГП1200, примененной на нескольких сериях тепловозов (в частности, ТГМЗ) в модификациях УГП750, УГП1000 и УГП1200.

Передача (рис. 3.36) состоит из двух одинаковых гидротрансформаторов 6 и 7 и одной гидромуфты 4. (В передаче тепловоза ТГМЗБ

Развернуть

Открыть в широком формате