CC BY
51
48
Подвижной состав
Подвижной состав
УДК 629.42
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК В ЧЕТЫРЕХОНОМ ГРУППОВОМ КАРДАННОМ ПРИВОДЕ ЛОКОМОТИВОВ
Д.Н. Курилкин
Аннотация
Динамические нагрузки возникающие в групповом карданном приводе в следствие кинематического несовершенства карданной передачи оказывают существенное на нагруженность его элементов. В работе предложена методика определения динамических нагрузок в четырехосном групповом карданном приводе. Приведены результаты расчета динамических нагрузок. Дана оценка увеличению динамических нагрузок при асимметрии привода и возвышении вала двигателя над валами осевых редукторов.
Ключевые слова: групповой карданный привод; карданная передача; асимметрия тягового привода
Введение
Групповой тяговый карданный привод получил достаточно широкое распространение на маневровых локомотивах, локомотивах промышленного транспорта и самоходном подвижном составе. Надежность и долговечность элементов группового карданного привода во многом определяется его динамической нагруженностью. Одним из источников динамических нагрузок в приводе является кинематическое несовершенство карданной передачи. При проектировании локомотива иногда встает вопрос о том, как определенные компоновочные решения повлияют на уровень динамических нагрузок в приводе.
1. Составление математической модели
В процессе движения тягового подвижного состава возникают взаимные перемещения колесных пар, тележек и кузова локомотива в вертикальной и горизонтальной плоскостях. В результате этих перемещений возникают переменные составляющие углов “излома” карданных валов в приводе. Кроме того, при определенных компоновочных решениях, а также вследствие неточностей изготовления и
2004/1
Известия Петербургского университета путей сообщения
Подвижной состав
49
монтажа элементов тягового привода появляются постоянные составляющие углов “излома” карданных валов передачи.
В работах (Кручек В.А. и др., 2004г и Курилкин Д.Н., 2003) были получены соотношения, позволяющие проводить достаточно полный анализ кинематики пространственных карданных передач локомотивов с групповым приводом колесных пар.
Для того чтобы определить уровень динамических нагрузок в групповом карданном приводе получим систему дифференциальных уравнений. За исходную модель примем широко распространенный (ТГМ3, ТГМ4, ТГМ6, ТЭУ630 и др.) четырехосный групповой карданный привод с последовательно-параллельным соединением колесных пар и двигателем расположенным на раме локомотива (рис. 1).
Рис.1. Схема четырехосного группового последовательно-параллельного привода; 1-дизель; 2-гидропередача; 3-раздаточный карданный вал; 4осевой редуктор; 5-тележечный карданный вал.
При составлении уравнений динамики приняты следующие общепринятые допущения:
1) локомотив движется с постоянной скоростью;
2) моменты инерции карданных валов пренебрежительно малы по сравнению с моментами инерции редукторов и двигателя;
3) вращающий момент на валу двигателя (выходном валу гидропередачи) постоянен;
4) колесные пары с соответствующими осевыми редукторами считаем абсолютно жесткими сосредоточенными массами.
5) тяговый момент, реализуемый колесной парой определяется из соотношения:
MT=K4iju\ (1)
-Кл
где:
u
K 3+ K 5
u
•Yk-pc
СЦ
D
2
1
2
D
•если мт<--у/к-Рсц 2
1
1
v
v
(2)
1 „ D l 1 n
K^L'Y к 'Рсц ' 0 ' если 'Yк 'Pc
A] Z V Z
D D
СЦ —^MT ^-Yk ■Рсг ■ —
2
2
-On--P
D
СЦ
(1 Л
\u
_ D
если Мт >¥к-Рсц--
2
(3)
(4)
Известия Петербургского университета путей сообщения
2004/1
50
Подвижной состав
где у/к- коэффициент сцепления колеса с рельсом; Рсц- сцепной вес локомотива, приходящийся на одну колесную пару; D - диаметр колесной
пары по кругу катания;
dl
ll — O),
-v
2
скорость относительного
проскальзывания колеса по рельсу; сокп - частота вращения колесной пары; v - скорость движения локомотива; Мт - тяговый момент, реализуемый колесной парой; К К2, К3, К4 и К5 - эмпирические коэффициенты пропорциональности; % = 0,012 см - жесткость характеристики сцепления в
момент срыва в буксование.
Дифференциальные уравнения, описывающие поведение рассматриваемой модели, составим при помощи уравнений Лагранжа второго рода:
d2cpx
А ' ^ 2 СЭ\ ' ^3 + А^3 _Д"ГЭЗ • ^ <р5 + Acpl5 v М,
d2cp2
13 • ,2 СЭ1 ‘ <Ръ A^l-3 J-c32 • 4ръ <р5 + A(p3 5 jj-k^ dt
f d<p2 dt
-0),
L-
d2<p5
5 А! Сэ2
L-
dtz
d2cp1
^3 ~<Ps +A^3-5 >^2
dcp5
dt
- — со,
7 ,2 СЭЗ ‘ ^Pl Vi сЭ4 • ^7 + A<p7_g jJ" къ
fdcp7
dt
d2(p9
19~ 2 СЭ4 • ф7 <p9 + A<p7_9 ^-к
dt
7-9 ^ "'4
dt
-со,
fdcp9 dt
(5)
При составлении уравнений динамики приняты следующие обозначения: Мд - вращающий момент на валу двигателя
(гидропередачи); Мш 15 Мш 2, Млл 3 и Мж 4- тяговые моменты реализуемые колесными парами локомотива приведенные входным валам осевых редукторов; I - момент инерции тягового двигателя (гидропередачи); I и /7 - моменты инерции раздаточных осевых редукторов с приведенными к ним первой и третьей колесными парами соответственно; I и I - моменты инерции осевых редукторов крайних колесных пар с приведенными к ник колесными парами; Асрх_ъ и Аср] 7 - углы поворота входных валов раздаточных осевых редукторов первой и второй тележек соответственно, относительно вала двигателя (гидропередачи), вызванные кинематической погрешностью карданной передачи (Кручек В.А., Курилкин Д.Н., 2004); сЭ1 и сэъ - жесткости эквивалентные жесткостям привода от раздаточного
колеса выходного вала гидропередачи до зубчатого колеса раздаточного редуктора первой и второй тележки соответственно, приведенные к валу
2004/1
Известия Петербургского университета путей сообщения
Подвижной состав
51
гидропередачи; сЭ2 и сЭ4 - жесткости эквивалентные жесткостям привода от зубчатых колес раздаточных редукторов первой и второй тележки до зубчатых колес крайних осевых редукторов, приведенные к входным валам раздаточных редукторов.
Данная система уравнений решалась при помощи методов численного интегрирования. Полученные временные зависимости обрабатывались при помощи методов математической статистики при различных скоростях движения.
2. Определение влияния возвышения вала двигателя на уровень динамических нагрузок в приводе
При выполнении расчета представляет интерес определить влияние возвышения вала двигателя над входным валом осевых редукторов, так как с одной стороны это возвышение бывает необходимым с точки зрения удобства расположения силового оборудования, а с другой приводит к увеличению угла между осями карданных валов привода. Результаты расчета приведены на рис.2.
25DD
М, Нм
2000
1500
1000
рис.2. Влияние возвышения вала двигателя над валами осевых редукторов на уровень динамических нагрузок в приводе; 1 -нет возвышения; 2-возвышение 50мм; 3-возвышение 100мм; 4-возвышение 150мм; 5-возвышение 200мм.
Как видно из приведенных зависимостей, с ростом скорости динамические нагрузки, вызванные кинематическим несовершенством карданной передачи, возрастают. Возвышение вала двигателя (гидропередачи) над входным валом осевых редукторов значительно увеличивает нагрузки в карданном приводе. Так при возвышении вала
Известия Петербургского университета путей сообщения
2004/1
52
Подвижной состав
двигателя всего в 50мм нагрузки возрастают в 2 раза; при возвышении в 100мм - в 4 раза; а при возвышении в 200мм - в 8 раз.
3. Влияние асимметрии тягового привода на уровень динамических нагрузок
Под асимметрией тягового привода для рассматриваемой модели понимается разная длина раздаточных карданных валов. Необходимость асимметрии объясняется тем, что для удобства размещения оборудования на локомотиве и правильной развески зачастую желательно сдвинуть двигатель (гидропередачу) относительно геометрического центра тепловоза. Степень асимметрии оценивалась через коэффициент асимметрии равный соотношению длин раздаточных карданных валов
различных значениях коэффициента асимметрии приведены на рис.З
Рис.З. Влияние степени асимметрии привода на уровень его динамической нагруженности; 1 -КАС = 1,0; 2 - кАС = 1,5 ; 3 - КАС = 2,0; 4 -
КАС =2,5; 5 - КАС =3,0.
Как видно из рис.3 наличие асимметрии в приводе также вызывает некоторое увеличение уровня динамических нагрузок в приводе, однако влияние асимметрии в приводе значительно меньше, чем возвышения вала двигателя. Так при соотношении длин валов равной 1,5 увеличение динамических нагрузок составит всего около 10% сравнительно с симметричным приводом. Даже при коэффициенте асимметрии равном 3 (смещение двигателя от геометрического центра примерно на 1м) увеличение нагрузок составит около 65%.
4. Заключение
В результате выполненной работы можно сделать следующие выводы:
'PB 2
. Результаты расчета уровня динамических нагрузок при
350
10
20
30
40
50
60
70
80
90
V, км/ч
2004/1
Известия Петербургского университета путей сообщения
Подвижной состав
53
1) предложена методика определения динамических нагрузок в четырехосном групповом карданном приводе вызванных его кинематическим несовершенством;
2) возвышение вала двигателя над входными валами осевых редукторов крайне неблагоприятно сказывается на уровне динамических нагрузок в приводе;
3) наличие асимметрии в тяговом приводе оказывает значительно меньшее влияние на уровень динамических нагрузок в приводе и поэтому может быть признано допустимым при наличии такой необходимости.
5. Литература
Кручек В.А., Курилкин Д.Н. Кинематика карданных передач локомотивов. Сборник Трудов ПГУПС, СПб: ПГУПС, 2004
Курилкин Д.Н. Некоторые особенности кинематики карданных передач локомотивов. Шаг в будущее. Межвузовский сборник научных трудов. СПб: ПГУПС. 2003
УДК 629.424.1
ПРЕИМУЩЕСТВО ПРИМЕНЕНИЯ ШАРНИРНО-РЫЧАЖНОЙ БУКСОВОЙ СВЯЗИ НА ГРУЗОВЫХ ТЕПЛОВОЗАХ
А.А. Кузнецов
Аннотация
Динамические воздействия в системе «локомотив - путь» различны при разных вариантах демпфирования локомотива. Рассмотрен метод расчета возникновения сил в гасителе колебаний при демпфировании локомотива с шарнирно-рычажной буксовой связью. Приводится сравнение применения в буксовой ступени грузового локомотива наклонно расположенного гидрогасителя с гидрогасителем в шарнирно-рычажном механизме.
Ключевые слова: шарнирно-рычажный механизм; гаситель колебаний; рессорное подвешивание; грузовой тепловоз; буксовая ступень; поперечные колебания
Введение
В связи с повышением скоростей движения на современных локомотивах вводится вторая ступень рессорного подвешивания.
Известия Петербургского университета путей сообщения
2004/1
