Типы тепловозных передач

§12. Типы тепловозных передач

В предыдущем параграфе было показано, что дизель по своим тяговым и экономическим свойствам плохо приспособлен к тяговой (транспортной) службе локомотивов.

Действительно, профиль пути реальной железнодорожной линии (участка) состоит из большого числа разных по длине и крутизне элементов: подъемов, площадок и спусков. По всему участку тепловоз ведет один и тот же состав постоянного веса. Видимо, на разных элементах профиля, в зависимости, прежде всего, от их крутизны, требуются различные по величине значения силы тяги F_к.

При разгоне поезда или его движении с равномерной (установившейся) скоростью также требуются различные по величине значения F_к. Вспомним велосипед. Сила, которую надо прикладывать к педалям в процессе движения, не остается постоянной. Например, наибольшая сила давления на педали необходима от велосипедиста в момент трогания с места; с ростом скорости движения велосипеда величина этой силы уменьшается.

Сделаем первый вывод: значение силы тяги F_к, создаваемой колесами локомотива при взаимодействии с рельсами и необходимой для выполнения перевозочного процесса, является переменной величиной, зависящей как от характеристики профиля пути, так и от характера движения поезда (разгон, замедление и др.).

Касательная мощность N_к на ободе колес локомотива при этом не должна заметно изменяться при любых скоростях движения поезда (в идеале N_к = const).

Вспомним некоторые отличительные свойства тепловозного дизеля, а именно, что эффективный вращающий момент М_е дизеля в рабочем диапазоне частот вращения коленчатого вала n_ехх — n_еном изменяется незначительно, а также, что по экономическим соображениям дизель целесообразно (и выгодно!) эксплуатировать в достаточно узком диапазоне частот вращения вала — в области номинального режима его работы.

На основании этих и ряда других свойств дизеля можно сделать второй вывод: если кинематически соединить коленчатый вал дизеля и колесные пары тепловоза, то конструкция локомотива будет неработоспособной.

Несоответствия между условиями эксплуатации тепловозной тяги и свойствами дизелей устраняются применением на тепловозах специального промежуточного между колесными парами и валом дизеля узла —тяговой передачи тепловоза. Итак, основное назначение тяговой передачи — это возможно полная реализация мощности дизеля на колесах тепловоза в рабочем диапазоне скоростей его движения.

Рекомендуемые материалы

Другими словами, использование тяговой передачи и делает тепловоз локомотивом, способным совершать эксплуатацион­ную работу, т.е. обеспечивать перевозочный процесс по переменному профилю пути.

Передача должна иметь достаточно высокий кпд, минимальные габариты, массу и стоимость, большой ресурс работы и быть надежной в эксплуатации. Кроме этого, она должна разъединять коленчатый вал дизеля и колесные пары в момент пуска дизеля, обеспечивать реверсирование локомотива и выполнять ряд других требований.

Классификация передач. Передавать механическую энергию от вала дизеля к колесным парам локомотива можно с помощью самых разнообразных устройств, в которых теоретически могут быть реализованы различные принципы преобразования энергии. Практическое применение на серийных тепловозах получили три типа передач: механическая, гидравлическая и электрическая.

Перед тем как перейти к рассмотрению основных принципов работы и характеристик этих типов передач, расскажем о попытке применения на автономных локомотивах газовой (воздушной) передачи. Так, известный российский специалист в области локомотивостроения профессор А.Н. Шелест (1876 — 1954 гг.) в 1914 г. получил патент на проект тепловоза с газовой передачей, по которому в 1925 г. был построен опытный локомотив с механическим генератором газа. Под руководством профессора А.Н. Шелеста были проведены испытания этого тепловоза (позже, в 1928 г. А.Н. Шелест стал основателем и первым заведующим кафедрой «Тепловозостроение» МВТУ им. Баумана (ныне МГТУ), а также организатором подготовки инженеров-тепловозников в нашей стране).

Газовая передача состоит из генератора газа и газовой турбины, кинематически связанной с колесными парами. Рабочим телом в газовой передаче являются отработавшие газы дизеля, которые, обладая тепловой энергией, поступают в генератор, а затем, расширяясь на лопатках газовой турбины, обеспечивают преобразование тепловой энергии газов в механическую энергию привода колесных пар.

При воздушной передаче рабочим телом является воздух, сжатый в компрессоре, имеющем привод от дизеля. Сжатый воздух поступает в рабочий цилиндр поршневой машины, кинематически связанной с колесными парами локомотива.

Запатентовано множество проектов газовых и воздушных тяговых передач, но их практическая реализация на серийных тепловозах в нашей стране и за рубежом не была осуществлена из-за сложности конструкций и недостаточной их надежности, а также вследствие больших потерь при передаче энергии и, соответственно, их низкого кпд.

МЕХАНИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧА

По устройству это наиболее простая передача. Она характеризуется жесткой кинематической связью между входным (вал дизеля) и выходным (оси колесных пар) звеньями. Механическая передача состоит из следующих основных элементов (рис. 36): муфты сцепления 1, многоступенчатого редуктора 2 (коробки скоростей) и тягового привода колесных пар 3.

В соответствии с требованиями, предъявляемыми к тепловозным передачам (см. «Локомотив» № 12, 2006 г.), муфта сцепления позволяет отсоединять вал дизеля от движущихся колес в моменты пуска дизеля, а также изменять направление движения тепловоза (реверсирование) при включении и переключении ступеней скорости. Муфта сцепления может быть фрикционной, электромагнитной и др. На некоторых тепловозах с механической передачей в качестве муфты сцепления применяют гидравлическую муфту, обеспечивающую большую плавность включения.

Многоступенчатый редуктор 2 является основным узлом передачи и предназначен (как коробка скоростей на автомобиле) для изменения величины силы тяги и реверсирования тепловоза с механической передачей.

При включении, например, первой ступени скорости в зацепление вводится определенная пара шестерен редуктора, имеющая постоянное передаточное отношение i₁ (отношение числа зубьев ведущей шестерни z₁ к числу зубьев ведомой z₂), т.е. . Величина вращающего момента М_е, передаваемого от коленчатого вала дизеля, в этом случае изменится в редукторе в 1/i₁ раз. Меняя комбинации пар шестерен, находящихся в зацеплении (ступени скорости), можно изменять величину передаточного отношения (i₁, i₂, i₃, i₄) и, соответственно, регулировать величину вращающего момента на выходном валу редуктора М_i, и на ободе колес локомотива М_к, т.е.  (см. рис. 36). На тепловозах с механической передачей нашли применение трех-, четырех-, пяти- и даже восьми-ступенчатые редукторы (коробки скоростей).

Тяговый привод 3 предназначен для распределения механической энергии от одного выходного вала редуктора 2 к осям 4 колесных пар тепловоза, количество которых не может быть меньше двух. В качестве устройств 3 тягового привода колесных пар используются карданные валы и осевые редукторы (см. рис. 36). Число осевых редукторов обычно соответствует числу колесных пар тепловоза с механической передачей.

К достоинствам механической передачи следует отнести простоту устройства, компактность, небольшую массу, относительно низкую стоимость изготовления и довольно высокий кпд (от 0,6 до 0,95 в зависимости от количества ступеней и типа привода).

В то же время, механическая передача имеет ряд серьезных недостатков. Из-за неизбежной ограниченности числа ступеней скорости многоступенчатого редуктора тяговая характеристика  тепловоза с механической передачей имеет вид ступенчатой ломаной линии (кривая а-б-в-г-е-ж-з на рис. 37), значительно отличающейся от гиперболы. Ступенчатость тяговой характеристики обусловлена наличием жесткой связи (через шестерни) между входным и выходным валами механической передачи.

На каждой ступени скорости характеристика  имеет такой вид, какой у тепловоза с непосредственной передачей. Чем больше ступеней имеет редуктор передачи, тем в большей степени тяговая характеристика тепловоза будет приближаться к идеальной гиперболической характеристике , которая показана на рис. 37  штриховой линией. Сразу же оговоримся, что по условиям надежности передачи принято, что максимальное число ступеней редуктора не должно превышать восьми.

Для обеспечения простоты переключения ступеней скорости и управления режимами работы передачи интервалы скоростей работы определяют из следующего условия (см. рис. 37):

,

где n — максимальное число ступеней редуктора.

К недостаткам этого типа передачи нужно также отнести то обстоятельство, что каждое переключение ступеней скорости передачи (при скоростях V₁, V₂, V₃ и далее) связано с полной потерей силы тяги в момент переключения (см. рис. 37). Это вызывает неизбежное замедление движения поезда, а также приводит к появлению значительных динамических нагрузок на элементы передачи, которые снижают надежность работы тепловозов в эксплуатации.

Таким образом, механическая передача не позволяет полностью использовать мощность дизеля, так как процесс переключения ступеней скорости связан с потерями (недоиспользованием) мощности дизеля и уменьшением касательной мощности N_k на ведущих колесах локомотива (заштрихованные площади на рис. 37,б). Лишь в точках б, г, е, з механическая передача обеспечивает полное использование мощности дизеля.

Существенным недостатком, ограничивающим применение механических передач на маневровых и магистральных тепловозах, особенно при больших передаваемых мощностях и моментах, является жесткая непосредственная связь вала дизеля и ведущих осей локомотива. Вследствие такой связи все усилия и ускорения, возникающие между колесами и рельсами, воздействуют также на зубчатые колеса, валы и подшипники передачи и, что самое неприятное, на вал дизеля. Кстати, на автомобилях, где широко применяются такие передачи, эти воздействия смягчаются наличием упругих шин на колесах.

В 1926 г. по проекту профессора Ю.В. Ломоносова в Германии (по заказу правительства нашей страны) был построен опытный магистральный тепловоз серии ЭМХ3. мощностью 880 кВт (1200 л.с.) с механической передачей. В 1927 г. этот тепловоз был принят в инвентарный парк депо Люблино и четыре года находился в опытной эксплуатации на Московско-Курской дороге. Частые поломки шестерен и имевшиеся случаи разрыва грузовых поездов при переключении ступеней скорости трехступенчатой механической передачи тепловоза показали непригодность этого типа передачи для поездной работы. В 1931 г. тепловоз серии Э^МХ3 был отправлен на Ашхабадскую дорогу для продолжения эксплуатации.

Механические передачи в настоящее время применяют только на локомотивах малой мощности (до 150 кВт) — автодрезинах, автомотрисах, мотовозах, двухосных промышленных тепловозах старой постройки, а также дизель-поездах серии Д венгерского производства.

ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ

Принцип действия. Гидравлическими передачами тепловозов называют устройства, в которых мощность дизеля передается к движущимся колесам локомотива через жидкость при отсутствии непосредственной жесткой (кинематической) связи между валом дизеля и ведущими осями. Таким образом, жидкость в гидравлических передачах является одним из основных рабочих звеньев.

Жидкостью в физике считают тело, обладающее текучестью и, в отличие от твердого тела, не имеющее собственной формы, принимающее форму сосуда, в котором оно находится. С точки зрения гидравлики, под термином «жидкость» понимают не только жидкие (капельные), но и газообразные тела.

В гидравлических передачах локомотивов применяют исключительно капельные жидкости, теоретически обладающие свойством несжимаемости.

Для обеспечения высокой надежности гидравлической передачи применяемая жидкость должна быть одновременно рабочим телом и смазкой узлов трения. В качестве рабочих жидкостей в тепловозных передачах обычно применяют хорошо очищенные минеральные масла или синтетические жидкости плотностью 880... 910 кг/м³ и вязкостью 10... 50 сСт.

В принципе, рабочей жидкостью в передачах может быть очищенная от солей и примесей вода (конденсат), которая имеет большую плотность, меньшую вязкость и выше теплоемкость, чем минеральные масла или синтетические жидкости. Гидравлическая передача «на воде» будет иметь больший кпд и лучшие весогабаритные показатели, но в этом случае потребуются разделение систем ее питания и смазки узлов. Также, что самое неприятное, неизбежно возникнут проблемы коррозии металлических деталей передачи и загрязнения питательных каналов накипью. В результате значительно уменьшится ресурс работы передачи.

Энергетическое состояние жидкости, движущейся внутри замкнутого объема, в физике оценивают с помощью уравнения Бернулли. В соответствии с этим уравнением циркулирующая в гидравлической передаче жидкость может обладать энергией следующих видов: гидростатического давления Р, кинетической энергией потока Е_кин и геометрического напора Н (энергией положения). Физический смысл уравнения Бернулли состоит в следующем: при установившемся движении жидкости сумма трех видов энергий (положения, давления и кинетической) в любой точке потока остается неизменной. Как следствие, при возрастании скорости движения потока жидкости (кинетической энергии) уменьшается его давление, и наоборот.

Классификация гидравлических передач. Из школьного курса физики известно, что мощности механических N_м, электрических Р_э и гидравлических N_r машин (и передач) определяются произведением двух величин (параметров), соответственно: , , . Нетрудно заметить, что физический смысл вращающего момента М, напряжения U и напора жидкости Н в этих формулах один и тот же — это как бы причина движения. По ана­логии — угловая скорость вращения , сила тока I и расход жид­кости Q также схожи по своему функциональному назначению, соответственно, в разных видах энергии.

В зависимости от преобладания в рабочей движущейся жид­кости энергии давления Н (напора) или кинетической энергии Q (расхода) гидравлические передачи подразделяются на два вида: гидростатические (объемные) и гидродинамические.

Рассмотрим самые общие принципы работы этих видов тяго­вых передач.

Гидростатические (объемные) передачи. Принцип действия гидростатических передач основан на свой­стве ничтожной сжимаемости (теоретически несжимаемости) жидкости и на законе, открытом известным французским уче­ным Блезом Паскалем (1623— 1662 гг.), гласящим, что всякое изменение давления в какой-либо точке или плоскости покоящейся капельной жидкости, не нарушающее ее равновесия, пе­редается в другие точки или плоскости без изменения. Кста­ти, применяемая в Международной системе единиц СИ единица размерности давления Паскаль (Па) названа в честь этого ве­ликого ученого. Один Паскаль (1 Па) равен давлению, вызыва­емому силой в один Ньютон (1 Н), равномерно распределен­ной по площади 1 м², или 7,5∙10^{-3 мм рт. ст.}

Гидростатические передачи представляют совокупность как минимум двух поршневых или ротационных гидравлических машин, соединенных между собой трубопроводами (рис. 38): объемного гидронасоса 1, преобразующего механическую энергию дизеля преимущественно в гидростатическое давление при незначительных расходах жидкости, и объемного гидромотора 3, в котором энергия давления жидкости вновь преобразуется в механическую энергию вращательного движения. Необходимо подчеркнуть, что давление теоретически несжимаемой жидкости целиком и полностью определяется степенью ее сжатия в гидронасосе 1. При проектировании локомотивных гидростатических передач энергией положения обычно пренебрегают из-за малой разности высот между гидронасосом и гидромоторами.

Гидромотор, в свою очередь, кинематически связан с колесной парой КП локомотива. Рабочая жидкость из гидромотора поступает в охлаждающее устройство, а затем в объемный гидрона­сос 1 (см рис. 38). Таким образом, в процессах преобразования и передачи энергии участвует сравнительно небольшой объем циркулирующей жидкости.

Из множества запатентованных конструкций гидростатических передач (ГСП) в практике отечественного тепловозостроения получили практическое применение так называемые аксиально-порш­невые приводы и роликолопастные объемные передачи, позволя­ющие реализовать давление рабочей жидкости до 35 МПа.

К достоинствам ГСП можно отнести: простоту компоновки узлов передачи на тепловозе, высокий кпд, простоту регулирования тяговых свойств локомотива, хорошие весогабаритные показатели. Основные недостатки этого вида передач следующие — невысокая надежность передачи и ограничения по передаваемой мощности из-за высоких давлений рабочей жидкости, относительно высокая стоимость изготовления, рез­кое снижение кпд при износе гидромашин, большие потери энергии в трубопроводах и ряд других.

В 1961 г. по проекту профессора МИИТа А.С. Гордеева на Людиновском тепловозостроительном заводе был построен опытный тепловоз ТГС1 с гидростатической передачей мощностью 570 кВт (750 л.с). На тепловозе был установлен быстроходный четырехтактный дизель М753 и аксиально-поршневая передача с ра­бочим давлением жидкости порядка 15 МПа. Проведенные ис­пытания тепловоза ТГС1 выявили ряд серьезных недостатков в работе этого типа передачи, и она была заменена на роликолопастную объемную передачу. По окончании испытаний тепловоза ТГС1 дальнейшие работы по совершенствованию и созданию новых конструкций локомотивов с гидростатическими передачами в нашей стране были свернуты.

Ряд тепловозостроительных фирм Австрии, Италии, Швейцарии и некоторых других стран в настоящее время успешно поставляют на мировой рынок тепловозы с ГСП небольшой мощности (до 200 кВт) для работы в горной местности с туристическими поездами и в промышленности. В нашей стране гидростатические передачи применяются в качестве приво­да вентиляторов холодильника на пассажирских локомотивах ТЭП60, ТЭП70, ТЭП80, ТГ16, ТГ22 и др.

Гидродинамические передачи. Гидродинамической передачей (ГДП) называются комплекс устройств, обеспечивающий передачу энергии с ведущего вала на ведомый (выходной) без механической связи, а лишь за счет динамического воздействия лопастных систем рабочих колес на жидкость.

Таким образом, принцип работы ГДП основан на преимущественном использовании кинетической энергии потока (расхода Q) рабочей жидкости, циркулирующей в замкнутом объеме, при сравни­тельно небольших значениях энергии ее давления.

Из механики известно, что кинетическая энергия Е_кин движущегося тела (жидкости) равна половине произведения массы тела  на квадрат скорости его движения С², т.е. Е_кин = mС²/2. При по­стоянной массе m жидкости количество энергии, передаваемое ГДП, будет определяться преимущественно скоростями С ее движения.

Принципиальная схема гидродинамической передачи показана на рис. 39. Основными элементами ГДП являются: центробежное лопастное насосное колесо Н (как бы генератор гидрав­лической энергии), лопастное турбинное колесо Т (гидравлический двигатель) и рабочая жидкость. Кроме них, в состав ГДП входят (см. рис. 39): направляющий аппарат 2, кожухи, питатель­ные 3, 8 и отводящие 5, 7 трубопроводы с арматурой, емкости 6 с рабочей жидкостью и др.

Передача энергии в ГДП осуществляется от ведущего вала 1, соединенного с источником механической энергии, например, с паровой турбиной. Эта энергия подводится к насосному

колесу Н. Кстати, идея создания лопастного центробежного колеса принадлежит известному итальянскому живописцу и инженеру Леонардо да Винчи (1452 — 1519 гг.), а первую удачную конструкцию насоса разработал и испытал французский физик Дени Папен (1689 г.).

В насосном центробежном колесе Н между потоком жидкости и лопатками рабочего колеса осуществляется силовое взаимодействие. Его физическая природа заключается в следующем: внешний момент воздействия лопаток насосного колеса на поток определяется изменением момента количества движения жидкости, протекающей в единицу времени через колесо. Вспомним, что количеством движения в физике называют произведение массы m единицы объема жидкости на скорость течения жидкости С, т.е. mС; моментом количества движения — mСr, где r — радиус вращения данного объема жидкости.

Далее жидкость через направляющий аппарат 2 и трубопровод 3 со скоростью С₁ поступает на турбинное колесо Т, в котором скоростной напор жидкости срабатывает, заставляя колесо Т вращаться с определенной частотой вращения n_т. Механическая энергия с турбинного колеса Т посредством вала 4 передается потребителю энергии, например, металлообрабатывающему станку.

Так как емкости 6 связаны друг с другом трубопроводом 7, то процесс передачи энергии потребителю является непрерывным.

В гидродинамической передаче не вся энергия, подводимая к лопастям турбинного колеса, переходит в механическую: часть ее расходуется на преодоление сопротивления движению жидкости в каналах и трубопроводах, при обтекании лопастей, а также для компенсации утечек в зазорах и уплотнениях.

Рассматриваемая схема гидродинамической передачи имеет ряд существенных недостатков, ограничивающих ее практическое применение на транспортных машинах:

- крайне низкий кпд передачи (не более 10 %) вследствие больших гидравлических потерь (особенно на трение) при движении жидкости по длинным трубопроводам и значительного сопротивления подводящих и отводящих устройств насоса и турбины;

- большая масса передачи из-за того, что только масса вспомогательных трубопроводов с арматурой и емкостей может достигать 80 % массы передачи;

- сложность компоновки и ряд других.

Все это указывает на неэкономичность и низкую эффективность работы такой схемы гидравлической передачи.

Обратите внимание на лекцию "31 Нелинейные цепи".

Гидродинамические передачи нашли самое широкое применение в транспортном машиностроении и других областях техники лишь после гениального изобретения немецкого ученого, профессора Германна Феттингера, который в 1902 г. получил патент на принципиально новую конструкцию гидравлического привода — гидротрансформатор (первоначальное название — гидравлический преобразователь крутящего момента).

Анализируя причины низкой экономичности гидродинамической передачи, принципиальная схема которой представлена на рис. 39. Г. Феттингер предложил устранить в передаче практически все трубопроводы и арматуру и объединить насосное и турбинное колеса, а также направляющий аппарат в общий корпус. Тем самым были устранены основные гидравлические потери и получена надежная и компактная гидродинамическая передача с кпд, достигающим 90 %. Принципиальные схемы передач, предложенные Г. Феттингером, и поныне остаются без особых изменений. В 1905 г. профессор Г. Феттингер еще более упростил передачу, предложив убрать из ее корпуса направляющий аппарат. В результате им была запатентована новая конструкция гидромашины — гидромуфта, кпд которой уже достигал 97 %.

Необходимо заметить, что эти изобретения, точнее первые гидротрансформаторы и гидромуфты, предназначались исключительно для использования в качестве приводов гребных винтов немецких кораблей (в том числе первых подводных лодок). В начале XX в. в силовых энергетических установках кораблей Германии стали широко применяться высокооборотные (быстроходные) паровые и газовые турбины, а также комбинированные дизель-газотурбинные установки. Их применение потребовало включения в силовую цепь (двигатель — винт) корабля дополнительного устройства — передачи, которая бы, с одной стороны, понижала частоту вращения винта по сравнению с валом двигателя, с другой — обеспечивала бы надежность энергетической установки корабля в целом.

Гидромашины Г. Феттингера оказались наилучшим типом привода для гребных винтов мощных кораблей вследствие того, что в гидротрансформаторах и гидромуфтах практически нет изнашиваемых узлов (кроме подшипников качения). При этом повышалась скорость реверсирования судна.

С момента введения тепловозной тяги на железных дорогах Германии (30-е годы XX в.) по настоящее время гидротрансформаторы и гидромуфты успешно применяются в качестве тяговых передач почти на всем дизельном подвижном составе государственных железных дорог ФРГ.

Далее рассмотрим особенности устройства, работы и характеристики гидротрансформаторов, гидромуфт и гидродинамических передач тепловозов.