Пояснительная записка (1224967), страница 7

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

Текст из файла (страница 7)

Традиционные представления о точке приложения движущих (статических) сил к ведущему колесу, приведены на схеме рисунок 4.1

Рисунок 4.1 – Получение силы тяги

Есть все основания предполагать, что природа этой схемы в отечественных хрестоматиях создана авторами при издании в 1922 году (в Берлине) первого краткого справочного руководства по «Тяговым расчетам», подготовленного российским инженером В.Ф. Егорченко. Второе и третье издания книг с названием «Тяговые расчеты» и «Правила производства тяговых расчетов» (Москва, 1928 и 1930 гг.), были значительно доработаны и они стали практическим руководством на транспорте, для составления паспортов паровозов по которым устанавливались весовые нормы поездов, расписания их движения. Содействие автору в разъяснениях и расширении теоретической части оказывали известные специалисты: Е.А. Гибшман, А.М. Бабичков, О.Н. Исаакян, А.Г. Русанов и др.

В научно-практическом руководстве, происхождение силы тяги и точки её приложения, В.Ф. Егорченко поясняет рисунком 4.2, выделяя внутренние силы паровых машин, которые создают вращение колесных пар двух родов и стремятся:

1) вращать движущие колеса относительно рамы паровоза;

2) вращать раму относительно ведущих колес.

Рисунок 4.2 - Силы в движущем механизме паровоза

Пар давит на поршень, равнодействующая этого давления изображена силой АВ. Пар давит на цилиндр и его переднюю крышку с такой же равнодействующей силой А₁В₁, направленной в обратную сторону.

Сила АВ по штоку передается на валик крейцкопфа. Переносим ее по линии действия в центр крейцкопфа и разлагаем на силу А₂С по ведущему дышлу и на силу А₂Д перпендикулярно плоскости параллели. Силу А₂С переносим по линии ее действия в центр пальца кривошипа. Получаем вместо силы А₂С силу А₃С₁. Так как сила А₃С₁ приложена к колесу, то для выяснения ее действия приложим к оси колеса две силы А₄С₂ и А₄С₃, равные силе А₃С₁, параллельные ей и направленные в противоположные стороны. Получаем вместо силы А₃С₁ силу А₄С₂ и пару сил (А₃С₁, А₄С₃). Разложим только что полученную силу А₄С₃ на две составляющие: А₄В₃, параллельную силе А₁В₁ и силу А₄Д₁, параллельную силе А₂Д.

В результате всех преобразований, вместо давления пара в цилиндре мы получили:

а) силу А₁В₁, передающуюся через крышку цилиндра к раме паровоза;

б) силу А₂Д , передающуюся через параллель раме паровоза;

в) пару сил (А₃С₁, А₄С₃), действующую на колесо;

г) силу А₄В₃, передающуюся через буксу на раму;

д) силу А₄Д₁, действующую на колесо.

Остальные силы мы заменили другими, равнозначными им по действию на паровоз и они для нас отпали. Приложенные от рамы к движущим колесам пары сил вращают их около мгновенных центров в точках касания колес с рельсами Т, создавая движущую силу А₄F, приложенную от букс к раме локомотива. Горизонтальную реакцию ТF₁ приложенную от рельса к колесам равную движущей силе, приложенной от букс к раме, мы называем силой тяги на ободе, не потому, что эта сила тянет локомотив вперед, а потому, что она является внешней по отношению ко всему локомотиву первопричиной возникновения движущей силы.

Таким образом, на основе простейших соображений создана схема не столько соответствовавшая научным принципам сущности процесса образования силы тяги, сколько просто описывающая всего лишь предполагаемый и математически не обоснованный механизм образования движущих сил в системах паровоза и точки их приложения. Крайняя сложность явления и недостаток знаний стали причиной переноса сил с пальца кривошипа колеса паровоза (точка А₃) в центр оси колеса (В₃). При этом исследователями потеряно плечо - кривошип - рычаг второго рода, необходимый для создания возвратно-поступательной силы поршня паровой машины и крутящего момента, чтобы придать вращение ведущему колесу относительно мгновенного центра его поворота Т.

Таким образом, некорректно обоснованная гипотеза образования силы тяги сочлененными ведущими колесными парами паровозов, используются при создании и эксплуатации современного и перспективного подвижного состава. Профессор П.И. Гордиенко предложил новое представление об образовании силы тяги [5].

Известно, что коэффициент сцепления у колеса с рельсом определяется силой сцепления и нагрузкой от колеса на рельс

, (4.1)

где – сила сцепления;

– нагрузка от колеса на рельс.

А коэффициент трения скольжения находиться по формуле

, (4.2)

где – сила трения скольжения;

– нагрузка от колеса на рельс.

Исходя из формул (4.1) и (4.2) можно сделать вывод, что коэффициенты сцепления колеса с рельсом и трения скольжения определяются одинаковыми формулами и, следовательно, должны быть равны друг другу. Так как обе силы равны друг другу, поскольку обе являются касательными к ободу колеса, имеют одинаковую физическую природу. А сила нормального давления от колеса на рельс в обоих формулах одинакова.

Одной из причин несоответствия коэффициентов сцепления и трения скольжения является представление об образовании сил тяги на ободе колеса и сцепления колес с рельсами, а вследствие этого неверное определение коэффициента сцепления. В теоретических и экспериментальных исследованиях электроподвижного состава в действительности определяется не коэффициент сцепления колеса с рельсом, а коэффициент тяги.

Допустим, что к зубчатому колесу колесной пары в точке А рисунок 4.3 приложена внешняя сила , а к оси колеса сила сопротивления движению W.

Рисунок 4.3 – Образование силы тяги на колесе

Ввиду того, что W препятствует перемещению колеса вдоль пути, внешняя сила стремиться повернуть колесо вокруг его центра. Однако этому препятствует сила сцепления , образующаяся в месте контакта колеса с рельсом. Можно заметить, что эти три силы образуют рычаг второго рода с плечами СО, ОА, а силы и стремятся преодолеть силу сопротивления движению. При этом выполняется равенство моментов

, (4.3)

где – внешняя сила, приложенная к зубчатому колесу;

– радиус зубчатого колеса;

– сила сцепления;

– радиус бандажа.

Из равенства следует

и _, (4.4)

где – внешняя сила, приложенная к зубчатому колесу;

– радиус зубчатого колеса;

– сила сцепления;

– радиус бандажа.

Для обеспечения движения и равновесия системы необходимо, чтобы сумма внешней силы и силы сцепления была равна силе сопротивлению движению

_, (4.5)

где – внешняя сила, приложенная к зубчатому колесу;

– сила сцепления.

Из выражения следует, что сумма сил уравновешивает силу сопротивления движению и является силой тяги на колесе

_, (4.6)

где – внешняя сила, приложенная к зубчатому колесу;

– сила сцепления.

Подставив в (4.6) значение силы сцепления из (4.4) получим значение силы тяги на колесе

_, (4.7)

где – внешняя сила, приложенная к зубчатому колесу;

– радиус зубчатого колеса;

– радиус бандажа.

Исходя из рисунка 4.3 справедливо следующие выражение

_, (4.8)

где W – сила сопротивлению движения;

– радиус зубчатого колеса;

– радиус бандажа.

В соответствии с выражениями (4.5) и (4.8) сила сцепления равна

_, (4.9)

где W – сила сопротивлению движения;

– радиус зубчатого колеса;

– радиус бандажа.

Общая сила тяги на колесе равна силе сопротивления движению

_. (4.10)

Таким образом, сила тяги на колесе , обеспечивающая его поступательное движение, является суммой сил и , образующих вместе с W рычаг второго рода СОВ или СОА. В тяговом приводе электроподвижного состава двигатель рисунок 4.5 через зубья шестерни воздействует на зубчатое колесо в точке В внешней силой .

Рисунок 4.4 – Образование силы тяги в тяговом приводе электроподвижного состава

В соответствии с третьим законом Ньютона в этой точке образуется противодействующая сила , по величине равная . В результате действия крутящего момента одновременно стремиться повернуться не только якорь и статор двигателя вокруг точки О₁, но и весь тяговый двигатель вокруг оси колесной пар О₂, обеспечивая при этом опирание тягового двигателя с силой на подвеску тягового электродвигателя в точке D.

Только при этом условии обеспечивается образование действующей и противодействующей сил и . В противном случае двигатель будет вращаться вокруг оси колесной пары как планетарный механизм.

Сила действующая на зубчатое колесо определяется

_, (4.11)

где – момент двигателя;

– радиус шестерни.

Полученное уравнение показывает, что сила в зубчатой передаче в два раза меньше, чем считалось до настоящего времени. Это в корне меняет представление об определении силы тяги на колесе, силы сцепления и коэффициента сцепления колеса с рельсом.

Подставив в выражение (4.4) выражение (4.11) получим силу сцепления

_, (4.12)

Характеристики

Список файлов ВКР