Гидравлические передачи локомотивов

§ 13. Гидравлические передачи локомотивов

Гидротрансформаторы и гидромуфты

Основным энергетическим узлом любой гидродинамической передачи локомотивов является гидротрансформатор, который, собственно, и делает тепловоз с гидропередачей локомотивом, способным совершать эксплуатационную работу.

Особенности работы гидротрансформаторов. Как отмечалось ранее, изобретателем гидротрансформатора является немецкий ученый, профессор Германн Феттингер (1877— 1945 гг.), который существенно упростил классическую схему гидродинамической передачи и в 1902 г. получил патент на компактный, высокоэкономичный и надежный в работе гидроаппарат, способный не только передавать энергию от энергетических установок транспортных средств достаточно большой мощности, но и автоматически изменять (трансформировать) величину вращающего момента на выходном валу передачи.

Первый отечественный гидротрансформатор мощностью 44 кВт был создан и в 1933 г. испытан в тепловозной лаборатории МВТУ им. Н.Э. Баумана группой ученых под руководством Ивана Федоровича Семичастнова, который в последующем, начиная с 50-х годов XX в., стал ведущим специалистом страны в области тепловозных гидродинамических передач.

В 1962 г. решением правительства СССР подготовка инженеров по специальности «Локомотивостроение» была переведена из МВТУ в МИИТ, туда же перешла группа ведущих ученых-тепловозников. В период 1962 — 1979 гг. д-р техн. наук, проф. И.Ф. Семичастнов преподавал на кафедре «Локомотивы и локомотивное хозяйство» МИИТа и длительное время работал деканом механического факультета этого вуза.

Гидротрансформатором (ГДТ) называют гидравлическую машину, обеспечивающую передачу энергии от ведущего вала к ведомому за счет взаимодействия жидкости с лопастями рабочих колес с преобразованием величины вращающего момента на выходе передачи.

Существует множество конструкций тепловозных ГДТ. Схема простейшей из них — трехколесного ГДТ — представлена на рис. 40. Круг циркуляции такого одноступенчатого ГДТ образован тремя соосно расположенными друг за другом лопастными колесами, объединенными общим корпусом 3: насосным Н, турбинным Т и реактором Р (направляющим аппаратом), а также

Рекомендуемые материалы

кольцевыми каналами 4, образующими вместе с колесами тороидальную полость, в которой циркулирует жидкость (направление ее циркуляции на рис. 40 показано стрелками). Отметим, что количество ступеней ГДТ определяется числом турбинных колес, расположенных в круге его циркуляции и соединенных между собой механической связью, т.е. вращающихся с одной частотой вращения.

Центробежное насосное колесо Н жестко закреплено на ведущем (насосном) валу 1 (см. рис. 40), который, в свою очередь, через повышающий редуктор механически связан с коленчатым валом дизеля. Таким образом, при работающем дизеле насосное колесо обязательно вращается с частотой вращения n_н, пропорциональной частоте вращения вала дизеля n_е (n_н = n_е).

Ведомый (турбинный) вал 2 ГДТ, на котором жестко закреплено турбинное колесо Т, посредством механической трансмиссии (систему зубчатых колес, муфт и карданных валов и др.) кинематически связан с колесными парами локомотива. При движении тепловоза турбинное колесо вращается с частотой n_т, пропорциональной частоте вращения колесных пар n_к локомотива и, соответственно, скорости движения V локомотива (n_т ≡ V).

Третье лопастное колесо реактора Р — неподвижное. Оно обычно крепится болтами к корпусу 3 ГДТ.

Основные принципы передачи и преобразования энергии в ГДТ заключаются в следующем. Его круг циркуляции полностью заполняется рабочей жидкостью (обычно это минеральное турбинное или индустриальное масло) с помощью отдельного питательного насоса. Насосное колесо Н, приводимое валом дизеля тепловоза, вращается с частотой n_н независимо от режима работы турбинного колеса Т (между ними имеется зазор 5 — 10 мм) и сообщает потоку жидкости энергию, благодаря силовому воздействию на него вращающихся лопастей колеса.

В турбине Т при движении потока жидкости от входа к выходу величина гидравлической энергии постепенно уменьшается, преобразуясь в механическую энергию вращения лопастного колеса Т. Вращающий момент М_т, создаваемый потоком жидкости на лопастной системе турбинного колеса, является отрицательной величиной и направлен в сторону, противоположную действию величины М_н.

После турбинного колеса жидкость совершает поворот в криволинейном кольцевом канале и проходит через реактор Р (см. рис. 40). Пройдя выходную кромку центростремительного реактора, жидкость вновь по криволинейному каналу подводится к входу в насосное колесо, т.е. к началу своего пути по кругу циркуляции.

Как отмечалось ранее, насосное и турбинное колеса связаны между собой только через рабочую жидкость. Для поддержания постоянства величины выходной мощности на валу дизеля N_е насосное колесо должно иметь неизменную частоту вращения и развивать постоянную мощность при любой нагрузке и частоте вращения турбины, которая, в свою очередь, как отмечалось выше, соединена (посредством механической трансмиссии) с колесами локомотива. Такая стабильность режима работы насоса при любых режимах работы турбины обеспечивается неподвижным реактором, не совершающим механической работы.

Роль реактора в ГДТ весьма велика. Во-первых, это неподвижное колесо с лопатками изменяет направление движения потока жидкости перед входом на насосное колесо таким образом, что обеспечивается постоянный угол натекания жидкости на входные кромки лопастей насоса вне зависимости от частоты вращения турбины и, соответственно, скорости движения локомотива. Другими словами, условия обтекания жидкостью входных кромок насоса в процессе работы ГДТ остаются постоянными.

Во-вторых, только благодаря этому неподвижному реактору происходит плавное, бесступенчатое преобразование вращающего момента М_т (его трансформация) на выходном валу ГДТ и, соответственно, силы тяги на колесных парах локомотива.

Выделим три характерных режима работы локомотива, гидравлическая передача которого, допустим, состоит из одного ГДТ.

- Трогание тепловоза с места происходит при неподвижной турбине ГДТ. Ее частота вращения n_т и окружная скорость U_2т равны нулю. В этом случае вращающий момент +М_р, создаваемый жидкостью на лопатках реактора, будет совпадать по направлению действия с вращающим моментом насосного колеса +М_Н и суммироваться с ним. Из равновесия системы рабочих колес ГДТ (М_н + М_р - М_т = 0) следует, что при разгоне локомотива вращающий момент на турбинном колесе М_т будет равен М_т = М_н + М_р.

При увеличении скорости движения тепловоза величина М_р плавно уменьшается. В соответствии с вышеприведенным равенством также плавно уменьшается и величина вращающего момента на турбинном колесе М_т. Характеристика М_т - f(n_т) ГДТ будет представлять кривую линию, называемую в математике гиперболой. Одновременно с уменьшением величины М_т растет кпд ГДТ, достигая максимального значения лишь в одной точке — вершине параболы зависимости  (рис. 41).

- Скорость тепловоза достигла определенного значения, при котором турбина вращается с частотой n_т = n_т* (i = i*), а кпд ГДТ имеет максимальное значение (n_т* и i* — значения при оптимальном режиме работы). Этот режим работы тепловоза соответствует безударному входу потока жидкости на лопатки реактора и, соответственно, оптимальному режиму работы ГДТ (n_т*). На этом режиме момент количества движения потока жидкости не изменяется и, соответственно, не преобразуется величина вращающего момента (М_р = 0), т.е. М_т = М_н.

- При дальнейшем увеличении скорости движения тепловоза растет частота вращения турбины n_т и ее величина становится больше параметра n_т*, т.е. n_т > n_т*(i > i*). В этом случае поток жидкости создает на лопастях реактора отрицательный вращающий момент -М_р, который будет действовать в противоположном направлении по отношению к входному моменту М_н. Вращающий момент на турбине М_т и кпд на этом режиме работы ГДТ будут плавно уменьшаться М_т = М_н - М_р.

Необходимо отметить, что лопасти реактора являются помехой движению потока жидкости по кругу циркуляции ГДТ, т.е. применение реактора снижает экономичность гидромашины.

В целом для работающего в передаче ГДТ всегда справедливо равенство М_т = М_н ± М_р.

Особенности работы гидромуфты. Гидродинамической муфтой (ГМ) называют гидромашину, обеспечивающую передачу энергии (мощности) от ведущего вала к ведомому за счет взаимодействия жидкости с лопастями без изменения величины вращающего момента.

Первая ГМ была запатентована профессором Г. Феттингером в 1905 г. Ее изобретение первоначально было обусловлено попыткой немецкого ученого упростить конструкцию ГДТ и тем самым повысить кпд передачи. Первая отечественная гидромуфта была создана в 1929 г. и испытана профессором Ленинградского политехнического института А.П. Кудрявцевым.

Конструкция тяговой ГМ приведена на рис. 42. Сразу же оговоримся, что помимо тяговых гидромуфт в тепловозных гидропередачах широко применяются тормозные гидромуфты, имеющие несколько другое устройство и назначение.

Тяговая ГМ является простейшей гидравлической машиной и состоит из двух практически одинаковых лопастных колес: центробежного насоса Н и центростремительной турбины Т, имеющих прямые радиальные лопатки, а также вращающегося вместе с насосным колесом кожуха 2 (колокола), предотвращающего утечки рабочей жидкости из круга циркуляции ГМ. Таким образом, в ГМ нет неподвижного колеса — реактора, чем ее конструкция принципиальным образом отличается от устройства ГДТ.

Насосное колесо Н жестко закреплено на ведущем насосном валу 1 и через повышающий редуктор связано с коленчатым валом дизеля тепловоза. По аналогии с ГДТ турбинное колесо Т гидромуфты закреплено на турбинном валу 3, имеет жесткую связь и вращается вместе с колесными парами тепловоза. Необходимо подчеркнуть, что обычно количество прямых радиальных лопаток в насосном колесе на две штуки больше, чем у турбинного колеса тяговой ГМ. Этим уменьшается пульсация потока жидкости и возможность появления резонансных колебаний в круге циркуляции ГМ.

Принцип действия тяговой гидромуфты состоит в следующем: вследствие вращения насосного колеса Н на каждую частицу жидкости действует центробежная сила, которая обеспечивает течение всей массы потока жидкости от входа 1 (центра) к выходу 2 (периферии) колеса. Таким образом, механическая энергия вала дизеля, приложенная к лопастям насосного колеса ГМ, преобразуется в кинетическую и потенциальную энергии движущегося потока жидкости.

Гидравлическая энергия потока жидкости отдается лопаткам турбины ГМ как бы в два этапа. Сначала, при попадании частицы жидкости на лопатку турбинного колеса, происходит ее резкое ударное торможение от скорости U_2Н до скорости U_1Т. Этот процесс создает так называемую активную составляющую циркуляционного момента М_ТА. Протекая по лопастям турбины, жидкость тормозится уже вследствие перехода ее частиц с большего радиуса R_1т на меньший радиус R_2т. При этом на лопатки турбины действуют силы Кориолиса и, как следствие, создается реактивный момент М_т. В тяговых ГМ, работающих при i = 0,85 — 0,97, доля активной составляющей М_TA незначительна (5 — 7 %) и работа турбины будет определяться реактивной составляющей циркуляционного момента М_т (в тормозных ТМ, при i < 0, наоборот — активная составляющая циркуляционного момента будет превалирующей).

Таким образом, условия входа потока на насосное колесо ГМ и обтекание его лопастей полностью зависят от параметров потока на выходе из турбины. Точно так же работа насосного колеса оказывает влияние на работу турбинного колеса. Поскольку в ГМ нет неподвижного реактора, воспринимающего разницу вращающих моментов на рабочих колесах, вращающие моменты на насосе и турбине ГМ равны (М_т - М_н), т.е. в ГМ нет трансформации момента при передаче энергии посредством жидкости.

Как известно, любое преобразование энергии связано с потерями, следовательно, N_т < N_Н; М_тn_т < М_нn_н, соответственно n_т < n_н (так как для ГМ М_т - М_н). Другими словами, при работе ГМ турбинное колесо несколько отстает по частоте вращения от насосного. Разность между частотами вращения этих колес, отнесенная к частоте вращения насосного колеса, называется скольжением s:

.

Значению максимального кпд ( = 0,97) и n_Т* (или i*) соответствует внешняя характеристика ГМ (рис. 43). Учитывая высокие способности ГМ к перегрузке дизеля, даже при незначительном снижении частоты вращения турбинного вала n_т, ГМ используют для тяги в очень узком диапазоне изменения n_т и i.

На рис. 43,б представлена внешняя приведенная характеристика ГМ. Как следует из рис. 43,б, с уменьшением скольжения s кпд ГМ возрастает по линейной зависимости. При достижении величины скольжения s = 0,03, кпд ГМ достигает максимального значения, а затем резко падает до нуля (при s = 0 или i=1).

Таким образом, при отсутствии скольжения s = 0 (при n_т = n_н) передача энергии между валами ГМ прекращается. Эксплуатация ГМ в качестве тяговой передачи по экономическим соображениям целесообразна в очень узком диапазоне изменения передаточного отношения i = 0,85 — 0,97. Являясь абсолютно «прозрачным» гидроаппаратом, т.е. гидравлическим сцеплением, ГМ пригодна для использования в тяговых передачах при повышенных скоростях движения, когда не требуются заметные преобразования вращающего момента М_т и силы тяги локомотива, соответственно.

При заторможенном турбинном колесе n_т = 0 (или i= 0) величина вращающего момента М_гм вырастает в 20 — 25 раз по сравнению с номинальным режимом М_НОM (см. рис. 43,а). Это свойство используется в тепловозных тормозных гидромуфтах (ТМ).

Тепловозные ТМ работают в режиме динамического торможения, при котором энергия подводится к одному из рабочих колес (подвижному) от колесных пар тепловоза. Второе колесо ТМ — неподвижное, обычно крепится к корпусу передачи. В этом случае вся подводимая энергия преобразуется в тепло рабочей жидкости, отводимое в холодильник. Понятия насосное и турбинное колеса в тормозных гидромуфтах обычно не используются.

Анализ экономических характеристик  тепловозных ГДТ и ГМ (см. рис. 41 и 43) позволяет выделить их общий недостаток — применение каждого из них в передаче локомотива ограничено довольно узким диапазоном изменения передаточного отношения i и, соответственно, скорости движения тепловоза. Так, один ГДТ при условии, что кпд передачи тепловоза не должен снижаться ниже 80 %, имеет диапазон экономичной работы  = 2, который соответствует диапазону изменения скорости движения локомотива примерно 25 — 30 км/ч, что безусловно мало даже для работы промышленных тепловозов. Диапазон экономичной работы  ГМ еще меньше. Следовательно, гидродинамическая передача локомотива должна состоять минимум из двух ГДТ и ГМ, последовательно включаемых в работу. Применение в одной передаче больше трех ГДТ и ГМ специалистами признано нецелесообразным из-за очень сложной конструкции главного вала передачи и, соответственно, снижения ресурса работы тепловоза в целом.

О совместной работе ГДТ и ГМ в тепловозных передачах и их типах будет описано в следующем разделе.

ПРИНЦИПЫ РАБОТЫ И ХАРАКТЕРИСТИКИ

ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

Принципы работы. Основное отличие гидравлических передач тепловозов (ГДП) от гидропередач других транспортных машин (автомобилей, строительно-дорожных машин и др.) заключается в том, что на локомотивах применяют лишь многоциркуляционные передачи, состоящие из двух или трех гидротрансформаторов (ГДТ) и гидромуфт (ГМ). Как уже отмечалось в предыдущем разделе, один гидротрансформатор, имея параболическую характеристику изменения кпд, обеспечивает сравнительно небольшой диапазон экономичной работы локомотива. Другими словами, передача с одним ГДТ обеспечит заданную экономичность (³80 %) работы передачи в диапазоне скоростей движения локомотива около 25 — 30 км/ч.

На первой (пусковой) ступени скорости гидравлической передачи применяют лишь ГДТ, на второй и третьей ступенях — как ГДТ, так и ГМ.

Гидроаппараты (ГДТ и ГМ) работают в передаче тепловоза последовательно. Включение и выключение каждого по отдельности ГДТ или ГМ осуществляется путем наполнения или опорожнения его круга циркуляции, соответственно, отдельным питательным насосом передачи. Учитывая, что насосные колеса всех ГДТ и ГМ передачи кинематически связаны с валом дизеля, а турбинные колеса — с колесными парами тепловоза, работа каждого гидроаппарата оказывает влияние на все узлы передачи тепловоза в целом. Необходимо отметить, что хотя передача тепловоза называется гидравлической, в нее обязательно включают также ряд механических узлов и устройств: редукторы, карданные валы, механические муфты и др., которые обычно объединяют названием «механическая трансмиссия» тепловоза.

В общем случае любая ГДП локомотива состоит из трех основных частей: повышающего редуктора, главного вала (гидравлическая часть передачи) и механической трансмиссии, связывающей гидравлическую часть передачи и колесные пары локомотива.

Повышающий редуктор устанавливают между коленчатым валом дизеля и насосным валом ГДП тепловоза. Применение этого редуктора позволяет, с одной стороны, в разы повысить частоту вращения насосного вала передачи по сравнению с частотой вращения вала дизеля и, как следствие, существенно уменьшить массу и габариты ГДП, с другой — изменяя передаточное число редуктора (заменив его шестерни), осуществлять рациональное согласование характеристик дизеля и ГДТ при их совместной работе в передаче локомотива. Другими словами, одну и ту же ГДП можно применять на тепловозах разной мощности, с различными типами дизелей, поменяв лишь повышающий редуктор. Обычно такие ГДП называют унифицированными гидравлическими передачами (УГП) локомотивов.

Гидравлическая часть (главный вал) передачи состоит из двух-трех ГДТ и ГМ, насосные части которых механически связаны между собой. Обычно насосные колеса всех ГДТ и ГМ закреплены на общем насосном валу передачи, на нем же находится ведомое зубчатое колесо повышающего редуктора. Турбинные колеса всех гидроаппаратов также имеют механическую связь друг с другом, так как работают (передают энергию) на единственный выходной вал передачи. В целом, главный вал ГДП выполняет те же функции, что и многоступенчатый редуктор механической передачи тепловоза, при этом ГДТ, находящиеся на главном валу передачи, обеспечивают плавное (по гиперболе) изменение силы тяги на колесных парах локомотива и, что очень важно, в гидропередаче отсутствует муфта сцепления, так как запуск дизеля производится при опорожненных гидроаппаратах.

Механическая трансмиссия (часть) обеспечивает передачу механической энергии вращения от единственного выходного (турбинного) вала ГДП на колесные пары локомотива, число которых не может быть меньшим двух, а также его реверсирование (изменение направления движения).

Гидравлические и механические части ГДП реальных локомотивов заметно отличаются. Выбор той или иной кинематической схемы ГДП для локомотива зависит от большого числа факторов — назначения локомотива, колесной формулы, конструкционной скорости, устройства турбинной части передачи и других.

На автономных локомотивах (тепловозах, рельсовых автобусах, дизель-поездах и др.) стран мира применяют самые разнообразные конструкции гидравлической части ГДП, которые условно можно разделить на три основные группы: ГДП с промежуточным валом, ГДП с общим турбинным валом и гидрореверсивные передачи.

Основные показатели отечественных гидропередач локомотивов

Примечания:

* в таблице указана так называемая «сухая» масса передачи без реверс-режимного редуктора, масса которого на всех сериях тепловозов ТГМ1 и ТГМ23 составляет 2486 кг;

** в такой последовательности работают гидротрансформаторы (Т или ТП) и гидромуфты (М) одной передачи; ТГК — комплексный гидротрансформатор, который при определенных условиях также может работать в режиме гидромуфты.

Отличительной особенностью конструкций ГДП с промежуточным валом является использование в передаче двух-трех одинаковых ГДТ с идентичными характеристиками, каждый из которых работает (передает энергию) на вторичный (промежуточный) вал через собственную пару силовых шестерен. К числу таких ГДП относятся отечественные унифицированные гидропередачи УГП 750-1200, которые установлены на тепловозах ТГМ4, ТГМ6, ТГМ8; УГП 1000 — на дизель-поездах ДР1, ДР1П; УГП 350-500 — на ТГМ1, ТГМ23 и ряд других. Все эти передачи, в основном, были спроектированы в 50 —60-е годы XX в. Естественно, тепловозные передачи с промежуточным валом давно морально устарели. Они имеют большой вес и габариты, недоста­точную экономичность и ресурс работы по сравнению с другими типами гидравлических передач.

Более прогрессивными в практике мирового локомотивостроения являются ГДП с общим турбинным валом, в конструкциях которых применяются два ГДТ (или ГДТ+ГМ) с разными универсальными характеристиками. Такой тип ГДП имеет заметно лучшие весогабаритные и экономические показатели, чем ГДП с промежуточным валом. В таблице приведены основные показатели отечественных тепловозных ГДП.

В обозначении отечественных гидропередач (см. данные табл.) первые три буквы «УГП» — расшифровываются как унифицированная гидравлическая передача, числитель дроби показывает передаваемую мощность N_е тепловозного дизеля в л.с, первая цифра знаменателя — число гидротрансформаторов, вторая — число гидромуфт, третья — количество режимов работы передачи (маневровый и поездной для промышленных, грузовой и пассажирский—для магистральных тепловозов).

Выбор гидроаппаратов для совместной работы в тепловозной гидропередаче с общим турбинным валом осуществляется путем совмещения их экономических h = f(i) характеристик при выполнении условия, что кпд передачи во всем скоростном диапазоне работы тепловоза не снизится ниже 80 %. При выборе типов гидроаппаратов для одной передачи также нужно учесть и второе обстоятельство: значения выходных характеристик двух последовательно работающих в передаче ГДТ должны быть достаточно близкими по величине друг к другу в моменты переключения ступени скорости тепловоза. Этим предотвращается «просадка оборотов» коленчатого вала дизеля и некоторая потеря силы тяги в моменты перехода с одного ГДТ на другой. В качестве примера на рис. 44 показано совмещение характеристик двух ГДТ, выбранных для работы на общий турбинный вал передачи.

К числу ГДП с общим турбинным валом относится отечественная унифицированная гидропередача УГП 400/201, которая была создана в начале 80-х годов прошлого века на основе так называемого «блока ВНИТИ», спроектированного под руководством канд. техн. наук Ю.П. Трескова.

Рассмотрим принципы работы унифицированной гидропередачи УГП 400/201 на примере ее кинематической схемы (рис. 45).

Унифицированная гидропередача УГП 40 0/2 01. Эта передача применяется на тепловозах ТГМ40 и ТУ7, серийно выпускаемых Камбарским машиностроительным заводом, и рассчитана на передаваемую мощность 300 кВт. На пусковой ступени применен одноступенчатый ГДТ ТО4 с i^* = 0,45, на маршевой — ГДТ ТО9 с центростремительной турбиной, высокой энергоемкостью и i^* = 0,95.

Насосная часть передачи получает энергию от вала дизеля через повышающий редуктор с шестернями Z₂ — Z₃. Вследствие примене­ния в передаче пускового и маршевого ГДТ с разными характеристиками, оба они работают на одну пару силовых шестерен Z₄ — Z₅. Надо отметить, что схема передачи мощности от турбинных колес двух ГДТ к выходному валу передачи 2 получилась достаточно сложной. Вследствие применения в передаче маршевого ГДТ с центростремительной турбиной для закрепления его реактора конструкторам пришлось внутри полого насосного вала дополнительно разместить неподвижный вал 1, В результате механическая связь между турбинами ТО4 и ТО9 и далее к силовым шестерням Z₄ — Z₅ получилась очень сложной с большими вращающимися массами.

В передаче УГП 400/201 отсутствует режимный редуктор, что повышает эксплуатационную экономичность тепловозов ТГМ40. Единственный режим работы тепловозов этой серии — маневровый. Конструкционная скорость тепловозов ТГМ40 — 38 км/ч. Доставляют тепловозы заказчикам по магистральным дорогам ОАО «РЖД» на платформах. Реверсирование тепловоза производится с помощью реверсивного редуктора и кулачковых муфт М1 и М2. Передача энергии от турбинных колес ГДТ к выходному валу 2 осуществляется с помощью следующих зубчатых колес и шестерен (см. рис. 45):

-движение вперед—Z₄—Z₅ — М1 — Z₆ — Z₉;

-движение назад—Z₄—Z₅—Z₇—М2—Z₈—Z₉.

В конструкции УГП 400/201 применена тормозная муфта ТМ, одно колесо которой закреплено неподвижно в корпусе передачи, а второе — на турбинном валу. Изготавливается передача на Калужском машиностроительном заводе и имеет более хорошие удельные весогабаритные и экономические показатели по сравнению с УГП 350-500, УГП 400/122 и ГМ23В, применяемых на тепловозах ОАО «Муромтепловоз» (см. данные табл.).

Гидрореверсивная передача. Одним из путей существенного повышения производительности маневровых и промышленных тепловозов является применение гидрореверсивных передач.

В ряде европейских стран (Австрия, ФРГ, Финляндия, Япония и другие) накоплен значительный опыт использования тепловозов с такими передачами на маневровой работе и технологических перевозках в промышленности. В нашей стране тепловозы с таким типом передачи не строились. Была разработана только сама гидрореверсивная передача в МИИТе.

Работа гидрореверсивной передачи (ГРП) основана на свойстве тепловозного ГДТ передавать энергию как в тяговом, так и в тормозном режимах работы локомотива. В ГРП нет механического реверса и кулачковых муфт его переключения, которые являются, пожалуй, самым «слабым звеном» в обычной унифицированной передаче, например, УГП 400/201. Функции реверса в такой передаче выполняет дополнительный блок ГДТ. Обычные колесно-колодочные тормоза, которыми оснащены все локомотивы стран мира, на тепловозах с ГРП выполняют дублирующую, вспомогательную роль, как бы «страхуя» гидродинамическое торможение, осуществляемого ГДТ одного из блоков передачи движущегося локомотива, и работают как остановочный тормоз.

Многолетний зарубежный опыт эксплуатации промышленных и маневровых тепловозов с ГРП доказал экономическую целесообраз­ность применения таких передач на тепловозах.

По сравнению с гидродинамической передачей с механическим реверсом гидрореверсивные дают возможность:

- повысить производительность тепловозов на 20 %;

- снизить износ бандажей колесных пар на 15 %, существенно сократив расход тормозных колодок (примерно в 20 раз);

- уменьшить эксплуатационные расходы на содержание и ремонт экипажной части локомотивов;

- повысить эксплуатационную надежность тепловозов;

- повысить безопасность движения.

К недостаткам гидропередач этого типа следует отнести: заметное увеличение (почти на 30 %) весогабаритных показателей и некоторое снижение топливной экономичности локомотивов по сравнению с тепловозами, оборудованных ГДП с общим турбинным валом и механическим реверсом. Появление в передаче дополнительного блока увеличивает в два раза число ГДТ и постоянно вращающихся при движении тепловоза их лопастных колес (насосов и турбин), что неизбежно приводит к увеличению так называемых вентиляционных потерь в передаче и некоторому снижению ее кпд. Другими словами, насосные и турбинные колеса трех (из четырех) ГДТ, с опорожненными кругами циркуляции, работают как вентиляторы, перегоняя воздух по их лопастным системам. Естественно, на выполнение передачей этой «вредной» работы затрачивается определенное количество мощности дизеля.

Как отмечалось ранее, заметную роль на тепловозе с любым типом К гидродинамической передачи (в том числе с ГРП) имеет механическая трансмиссия, обеспечивающая привод колесных пар локомотива.

На отечественных промышленных тепловозах наибольшее распространение получили две основные схемы размещения узлов ГДП, приведенные на рис. 46.

Так, на бестележечных тепловозах ТГМ1 и ТГМ23 (всех модификаций) с колесной формулой 0-3-0 (рис. 46,а) механическая энергия вращения коленчатого вала дизеля (М_еn_е) передается через повышающий редуктор с передаточным числом i = 1,3 на главный вал (гидравлическую часть) передачи, на котором расположены пусковой ГДТ и две гидромуфты. Гидравлическая часть и повышающий редуктор передачи УГП 400/122 объединены в один корпус.

Далее от выходного (промежуточного) вала передачи механическая энергия (М_тn_т) передается на отдельно расположенный на раме тепловоза реверс-режимный редуктор 5 (см. рис. 46,а).

Реверс-режимный редуктор 5 выполнен в виде многоступенчатого механического редуктора, который имеет два режима работы — маневровый (рабочий) и поездной. Последний режим используется при выполнении локомотивом вывозной работы и при движении по магистральным дорогам. Также в состав редуктора 5 входит конический реверсивный механизм, предназначенный для изменения направления движения тепловоза, и так называемый отбойный вал 1, выполненный в виде эксцентрика.

Далее от отбойного вала энергия (М_кn_к) передается к колесным парам тепловоза с помощью спарников 2, 3, 4 и специальных пальцев, которые крепятся на колесных центрах колес. В спарниковом механизме тепловозов ТГМ23 различают (см. рис. 46,а) передний 4, средний 2 и задний 3 спарники.

Можно отметить, что подобная конструкция механической трансмиссии (отбойный вал, спарники и пальцы) тепловозов ТГМ1 и ТГМ23 очень напоминает устройство дышлового привода ведущих колесных пар трехосного маневрового танк-паровоза серии ЭП, который в период 1946 — 1956 гг. серийно выпускался Муромским паровозостроительным заводом (ныне «Муромтепловоз»). Отметим, что танк-паровозы, в отличие от поездных паровозов, не имели тендера с достаточно большими запасами воды и угля, так как предназначались исключительно для работы в пределах одной станции или промышленного предприятия. Небольшие запасы воды находились в водяных баках, расположенных рядом с котлом паровоза, а угля — в специальном ящике рядом с будкой машиниста.

Схема размещения узлов унифицированной гидравлической передачи УГП 750-1200/212, приведенная на рис. 46,6, применена на промышленных тепловозах с колесной формулой 2-2 ТГМ4, ТГМ6 (всех модификаций) и ТГМ8, построенных на ОАО «Людиновотепловоз», а также на ТГМ40 и ТУ7 Камбарского завода. Механическая энергия вращения (М_еn_е) от коленчатого вала дизеля передается с помощью компенсирующей упругой муфты 1 через повышающий редуктор (передаточное число которого на каждой серии тепловоза разное) на главный вал передачи, где размещаются два ГДТ и одна ГМ. Далее механическая энергия от турбинной части передачи передается сначала на реверс - режимный редуктор, а затем — на выходной (раздаточный) вал УГП. Необходимо отметить, что во всех модификациях передачи УГП 750-1200 повышающий редуктор, главный вал и реверс - режимный редуктор объединены общим корпусом, что позволило уменьшить весовые показатели передачи в целом.

От  обеих сторон раздаточного вала УГП 750-1200 механическая энергия передается карданными валами 5 к осевым редукторам 3 внутренних колесных пар и далее промежуточными карданными валами 4 — к осевым редукторам 2 крайних колесных пар тепловоза (см. рис. 46,6).

Осевые редукторы 2 и 3 представляют собой двухступенчатые механические редукторы, первая ступень которых (со стороны карданного вала) — коническая, вторая — цилиндрическая. Каждый стандартный осевой редуктор промышленных тепловозов имеет передаточное число i = 4,25, т.е. понижает (в 4,25 раза) частоту вращения колесных пар по отношению к турбинной части передачи. Коническая ступень редуктора дополнительно позволяет совместить оси вращения, находящихся под углом 90°, главного вала передачи (и коленчатого вала дизеля) и колесных пар.

Тяговая характеристика тепловоза с гидродинамической передачей. При жесткой связи (через зубчатые колеса, кулачковые муфты и валы) между турбинными колесами гидроаппаратов и колесными парами тепловоза вращающие моменты на турбинном валу М_т и колесных парах М_к отличаются только на величину передаточного числа механической трансмиссии передачи i_мех, т.е. Мк = i_мех×М_т. Учитывая, что сила тяги F_к связана с величиной М_к выражением F_к = М_к/R_к, получаем, что F_к = i_мех×М_т/R_к.

Следовательно, вид тяговой характеристики тепловоза (при i_мех = const, R_к = const) определяется характером изменения вращающих моментов на турбинных колесах гидроаппаратов М_т = f(i), последовательно включаемых в работу (см. рис. 44).

Тяговые характеристики локомотивов с гидродинамическими передачами получают расчетным или опытным путем на основе их тягово-энергетических испытаний.

В качестве примера на рис. 47 приведены опытные тяговые характеристики F_к = f(V) промышленного тепловоза ТГМ6Б с двухтрансформаторной гидропередачей УГП 1200/202, состоящей из пускового и маршевого гидротрансформаторов. Так как в передачу УГП 1200/202 включен реверс-режимный редуктор, тяговые характеристики F_к = f(V) тепловоза ТГМ6Б представлены для маневрового I (рабочего) и поездного II режимов. Как следует из рис. 47, переключение гидроаппаратов при работе тепловоза на маневровом режиме производится: при повышении скорости движения локомотива до V_1-2 = 18 км/ч; обратное переключение осуществляется при снижении скорости до величины V_2-1 = 15,5 км/ч. Эти различия (3 — 5 км/ч) в скоростях прямого и обратного переключений гидроаппаратов предназначены для избежания ложного срабатывания системы автоматического управления работой передачи. В целом гидродинамическая передача обеспечивает достаточно полное использование мощности дизеля во всем рабочем диапазоне изменения скоростей движения тепловоза (V* — V_к).

К достоинствам гидродинамических передач следует отнести меньшие по сравнению с электрическими передачами габаритные размеры и массу, приходящиеся на единицу мощности, что делает возможным строить легкие тепловозы с четырехосным экипажем. Так, известная австрийская фирма «Фойт» в настоящее время поставляет на мировой рынок тепловозные гидравлические передачи агрегатной мощностью 200 — 2200 кВт, которые имеют относительную массу 2 — 3 кг/кВт. Для сравнения, этот же показатель для отечественных тепловозных электрических передач постоянного тока составляет 11 — 13 кг/кВт.

Обратите внимание на лекцию "Артериальная гипертензия".

Гидравлические передачи имеют невысокую стоимость изготовления и ремонта. При их производстве расход цветных металлов незначителен. Простота конструкции и отсутствие трущихся поверхностей в гидроаппаратах делают гидропередачу надежной в эксплуатации и удобной в обслуживании. Ресурс современных гидропередач фирмы «Фойт» без переборки составляет около 60 тыс. моточасов на промышленных тепловозах и до 1 млн. км пробега на магистральных тепловозах, дизельных поездах, рельсовых автобусах и практически зависит только от ресурса подшипниковых узлов.

Благодаря применению группового привода колесных пар, тепловозы с гидропередачами обладают повышенными тяговыми и сцепными свойствами. К преимуществам гидродинамических передач также нужно отнести то, что они могут продолжительно и надежно работать в любых экстремальных условиях (высокие температуры, повышенная запыленность, влажность и др.), при весьма малых «ползучих» скоростях движения с полной реализацией силы тяги, а также высокую эффективность гидродинамического торможения, особенно при применении гидрореверсивных передач.

И, что особенно важно в современных экономических условиях, практически весь производственный цикл изготовления и сборки всех узлов тепловоза с ГДТ может быть замкнут на одном машиностроительном предприятии, т.е. без привлечения так называемых поставщиков.

Достоинства, присущие гидропередаче, определили область рационального применения в нашей стране: маневровые и промышленные тепловозы, дизельные поезда, рельсовые автобусы, а также легкие четырехосные магистральные локомотивы 2ТГ21 и ТГ22 для эксплуатации на линиях Сахалинской дороги.

Нужно отметить, что гидропередачи широко применяются на маневровых и промышленных тепловозах большинства стран мира, имеющих железные дороги. А в ряде стран (ФРГ, Австрия, Франция, Япония и другие) тепловозы с гидропередачей составляют значительную долю парка магистральных тепловозов. Общее количество выпущенных в мире локомотивов с гидропередачами составляет около 28 % тепловозного парка стран мира.

К недостаткам отечественных маневровых и промышленных локомотивов, оборудованных серийными ГДП, следует отнести: повышенный расход топлива (на 2 — 5 %) и более низкую производительность по сравнению с тепловозами с электрическими передачами одинаковой мощности.