Диплом общее (1221293), страница 5

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 5)

То есть работоспособность подшипника определяется в основном антифрикционными свойствами материалов трущихся деталей. Для подшипников, работающих при таком трении, практическим критерием для оценки их работоспособности служат значения среднего удельного давления p и произведение pν, где ν – скорость скольжения. Выбор расчетных критериев обусловлен следующими соображениями. Прочность целого вкладыша или антифрикционного слоя его при статической нагрузке зависит от удельного давления. Логично было бы исходить из максимального ее значения, но для этого необходимо учесть фактическую зону контакта цапфы и подшипника, жесткость деталей, погрешности формы, закон распределения нагрузки по длине и ширине поверхности контакта, принять во внимание, что в действительности нагрузка не статическая, а меняющаяся во время эксплуатации. Вследствие крайней сложности такой задачи, в качестве критерия прочности было приято среднее удельное давление p; расчетная величина не должна превышать допустимое [p]

(2.13)

где – радиальная нагрузка на подшипник, Н;

А – опорная расчетная поверхность, мм².

Для цилиндрических подшипников с радиальной нагрузкой опорная расчетная поверхность определяется как произведение диаметра цапфы, d мм, на длину подшипника, l мм.

Рисунок 2.16 – Схема нагружения подшипников

Второе условие связанно с ограничением нагрева: произведение величины удельного давления p на скорость скольжения ν не должно превышать допускаемого значения:

(2.14)

Скорость скольжения для данных подшипников определяется по формуле:

(2.15)

где – частота вращения вала, об/мин.

МОП тяговых электродвигателей эксплуатируемых магистральных локомотивов работают в режиме граничной смазки (исключение составляют лишь некоторые локомотивы, где применяются МОП с циркуляционной системой смазки и системой с гидростатическим напором). Следовательно, для того чтобы оценить надежность работы подшипника можно ограничиться условным расчетом, который будет выступать как проверочный для данного подшипника, приведенным выше.

Исходные данные для расчета подшипника приведены в таблице 2.4.

Таблица 2.4 – Исходные данные для расчета

Силы, действующие на МОП, показаны на рисунке 2.17.

Рисунок 2.17 – Схема сил, действующих на корпуса ТЭД одной тележки

Точка А₁ и А₂ являются первой опорой двигателя совпадающей с продольной осью колесной пары. Точка В – вторая опора (подвижная) тягового двигателя. В точке А от действия нагрузок будут возникать реакции , , которые являются нагрузками вкладышей, при действии тягового момента максимального по сцеплению, учитывают радиальную силу в зубчатом зацеплении (так как передаче силы тяги, в зубчатой передаче кроме окружной силы, будет действовать радиальная сила (распорная), которая стремиться увеличить централь передачи, соответственно оказывать влияние на вкладыши МОП).

В качестве нагрузки, которая будет действовать, как показано на рисунке 2.16, на вкладыш МОП, принимается суммарная нагрузка, которая определяется по формуле:

. (2.16)

Значения сил, действующих на МОП, принимаются, в соответствии с расчетами [1]. Причем в расчете используется значения суммарной нагрузки, действующей на МОП 1 КМБ электровоза 2(3)ЭС5К, так как в соответствии с расчетами [1] они работают в более нагруженном режиме.

Допустимые значения [p] и [pν] принимаются в соответствии с ГОСТ 1320‑74. Данные значения приведены в таблице 2.5.

Таблица 2.5 – Условия применения баббитов

На первом этапе расчета определяется угловая скорость по формуле (2.17):

(2.17)

.

Затем по формуле (2.18) определяется скорость скольжения:

(2.18)

Среднее давление на рабочую поверхность вкладыша:

Производится, проверка первого условия, для баббита Б-16 и Б-83, соответственно, в соответствии с (2.14):

_{Условие (2.14) выполнено, причем с большим запасом, следовательно, можно сделать вывод, что подшипник вполне надежен, как при использовании в качестве антифрикционного слоя баббита Б-16, так и при использовании Б-83.}

_{Производится проверка второго условия (2.14)}

_{Сравнивая, полученный результат с допустимыми значениями, приведенными в таблице 2.5, получается:}

- для баббита Б-16:

- для баббита Б-83 ( ударная нагрузка):

_{Полученные результаты, позволяют сделать заключение о том, что баббит Б-16 не проходит проверку по условиям нагрева. С учетом того, что давление на вкладыш было посчитано при силе тяги, имеющей максимальное значение по сцеплению при условии полужидкостного трения, то данный результат в эксплуатации, вполне ожидаемый, и это подтверждается результатами мониторинга. При реализации силы тяги, имеющей значение приближенному к максимальному по сцеплению наблюдается перегревы МОП. Данное явление возникает вследствие полужидкостного трения, когда происходит сухой контакт шейки оси и вкладыша и выдавливание смазки. После подвода обновленной смазки в зону трения температуры снижаются. Следовательно, при данных условиях эксплуатации и использовании в качестве антифрикционного слоя марки баббита Б-16 режим полужидкостного трения нельзя допускать.}

_{В тоже время при тех же условиях эксплуатации при использовании баббита марки Б-83, условие (2.14) выполняется. Этот факт позволяет сделать вывод о том, что его использование в качестве антифрикционного слоя при заливке вкладышей предпочтительней. Так как баббит Б-83 это оловянный сплав, он имеет лучшее антифрикционные свойства, меньший коэффициент трения, повышенную износостойкость и большую вязкость и меньше подвержен износу. Но также следует отметить, что при нарушении условий смазывания использование баббита Б-83 будет способствовать повышенному износу шейки оси колесной пары.}

_{Из выше написанного, можно сделать вывод, что необходимо улучшать условия смазывания, это можно добиться за счет изменения конструкции МОП, а также за счет применения новых приемов смазки шейки оси колесной пары в существующей конструкции МОП скольжения.}

2.4 Эффективные конструктивные решения тяговой передачи

_{Одним из эффективных конструктивных решений тяговой передачи является созданное ВНИТИ в содружестве с МИИТом, ВЗИИТом и ВТЗ упругое самоустанавливающееся зубчатое колесо (УСЗК). Это колесо (рисунок 2.18) состоит из зубчатого венца 1, ступицы 8, двух фланцев 6, соединенных со ступицей болтами 9. В соосных отверстиях венца и фланцев диаметром 70 мм в чередующемся порядке установлено восемь эластичных 2 и восемь упорных 4 резинометаллических блоков (РМБ). Блок в осевом направлении фиксируется стопорными кольцами 5 и упорными дисками 3, приклепанными снаружи к боковым фланцам УСЗК. Венец опирается на ступицу через насыпной роликовый подшипник 7. Беговые дорожки подшипника на венце и ступице закалены, причем дорожка ступицы выполнена сферической, что позволяет венцу перемещаться не только по касательной к опорному подшипнику, но и в поперечной плоскости. Это улучшает прилегание зубьев подлине при перекосах осей зубчатых колес, так как под действием эксцентрично приложенной равнодействующей давления на зуб он может самоустанавливаться в положение, которому соответствует центральное расположение равнодействующей.}

_{Эластичный РМБ состоит из трех резиновых элементов, запрессованных с натягом 27% в кольцевой зазор между валиком и тремя наружными металлическими втулками. Упорный РМБ включает в себя два резиновых элемента, смонтированных на концах валика. Диаметр средней части валика меньше диаметра соосных отверстий. Между валиком упорного РМБ и отверстием в диске зубчатого венца образуется зазор в 4 мм. Жесткость упорного РМБ примерно в 6 раз выше жесткости эластичного, что достигается исключением последовательно работающего среднего элемента, а также уменьшением толщины резины в концевых блоках до 8 мм.}

Характеристики

Список файлов ВКР