Лекомцев (1224979), страница 8

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

Текст из файла (страница 8)

3.1 Назначение передач мощности локомотивов и требования к ним

Передачей мощности в локомотиве называется комплекс устройств, передающих мощность от вала силовой установки: дизеля, газотурбинной или другой тепловой установки к осям движущих колесных пар. Передачи мощности в автономных локомотивах преобразуют вращающий момент и частоту вращения вала силовой установки в переменные величины вращающего момента и частоты вращения осей колесных пар.

В гидравлической передачи мощности, помимо валов и зубчатых редукторов, применяют гидронасосы, соединенные с валом силовой установки, и гидродвигателей, соединенные с осями движущих колесных пар.

Гидравлические передачи имеют низкую удельную массу и большую компактность, позволяют сократить расход цветных металлов до 2-2,5кг/кВт, уменьшить расход черных металлов. Удельная масса тепловоза с гидропередачей находится в пределах 25-50 кг/кВт в зависимости от их мощности и других факторов. Принципиально гидропередача может быть построена любой мощности, однако при увеличении передаваемого момента увеличиваются трудности выполнения карданных валов, соединяющих коробку передач и осевые редукторы, ухудшаются условия их работы. При длительном разгоне поездов повышенной массы, особенно на крутых затяжных подъемах, возрастают потери мощности в гидротрансформаторе, что усложняет конструкцию систем охлаждения. Существенным недостатком гидравлических передач мощности является то, что при одинаковых условиях эксплуатации и конструкции дизелей, тепловоза с гидропередачей расходуют топлива на 4-6 % больше, чем тепловозы с электропередачей. Установлено, что гидропередачу целесообразно использовать в тепловозах малой и средней мощности (до 1000 кВт), выполняющих маневровую легкую поездную работу.

Передачи мощности тепловоза должны удовлетворять следующим требованиям [1]:

• обеспечивать возможность развития тепловозом любой силы тяги от нуля до предельной (по сцеплению) и возможность движения тепловоза с любой скоростью то нуля до максимальной при допустимых режимах работы дизеля и элементов самой передачи;

• полностью использовать свободную мощность дизеля при любых условиях движения тепловоза, в том числе и при движении на подъемах и спусках;

• обеспечить возможность соединения коленчатого вала дизеля с осями движущих колесных пар и разъединения их при работающем дизеле;

• содержать устройства для изменения направления вращения (реверсирования) осей движущих колесных пар без изменения направления вращения коленчатого вала дизеля;

• иметь высоки к.п.д. при работе дизеля с любой мощностью и частотой вращения.

Кроме перечисленных требований, направленных на повышение эффективности дизеля тепловоза в целом, необходимо, чтобы удовлетворялись требования к показателям передачи мощности [1]:

• высокая надежность всех элементов передачи;

• наименьшие размеры, масса и стоимость;

• простота обслуживания, ремонта и минимальные эксплуатационные расходы.

3.2 Определение передаточного числа повышающего редуктора

Между дизелем и гидропередачей устанавливается повышающая зубчатая передача, согласующая мощность дизеля с максимально допустимым нагружением гидропередачи. Мощность, воспринимаемая насосным колесом гидротрансформатора или гидромуфты, пропорциональна кубу числа оборотов насосного колеса [2]:

, (3.1)

где D_a – активный диаметр круга циркуляции, м;

А – коэффициент мощности.

Для передачи заданной мощности N_Н выгодно увеличивать обороты насосного колеса. Это приводит к уменьшению D_a, а значит, и габаритов гидропередачи и к уменьшению объема жидкости, необходимой для заполнения гидромашин. Увеличение числа оборотов ограничивается двумя обстоятельствами: опасностью превышения окружных скоростей колес гидропередачи, допустимых по условиям прочности, и трудностями отвода тепла от рабочей жидкости при малых размерах гидравлических машин больших мощностей.

При необходимости повышения числа оборотов насосных колес гидромашин идут по пути правильного выбора материала колес, совершенствования конструкции и уменьшения веса колес.

Мощность, подводимая от дизеля к насосному колесу, определяется по эффективной мощности дизеля

, (3.2)

где β=0,9…0,95 – коэффициент, учитывающий расход мощности на вспомогательные нужды;

η_пр=0,98…0,99 – к.п.д. пары зубчатых колес повышающего редуктора.

Передаточное число повышающего редуктора будет определяться как

. (3.3)

Число оборотов современных тепловозных дизелей колеблется от 800 до 1500 об/мин. Путем подбора чисел зубьев z_Н и z_Д колес повышающего редуктора можно одну и ту же гидропередачу использовать на тепловозах с дизелями разных мощностей и с различными числами оборотов.

При использовании имеющегося гидротрансформатора передаточное число повышающего редуктора определяется из следующих уравнений:

момент, подводимый от дизеля к насосному колесу

; (3.4)

момент, воспринимаемый гидротрансформатором

. (3.5)

Если прировнять эти моменты, можно получить

. (3.6)

Подстановка сюда значений дает

, (3.7)

где ₁ – коэффициент момента, взятый для параболы нагружения гидротрансформатора, проходящей через точку максимальной мощности дизеля.

М_Д и n_Д берутся в точке максимальной мощности дизеля на совмещенной характеристике дизеля и гидротрансформатора.

3.3 Выбор числа ступеней скорости и скоростей перехода по ступеням

Для проектирования гидропередачи должны быть заданы: максимальная сила тяги тепловоза F_кmax на расчетном подъеме при движении поезда с минимальной скоростью v_min и минимальная сила тяги F_kmin при движении поезда по прямой с максимальной скоростью v_max [2]

; (3.8)

, (3.9)

где η_ГП – к.п.д. передачи тепловоза от дизеля до колес;

N – номинальная мощность дизеля в л.с.

Максимальная сила тяги ограничивается условиями сцепления колес с рельсами

, (3.10)

где Рк – сцепной вес тепловоза, т;

ψ_к – коэффициент сцепления.

Число ступеней скорости определяется по разному для различных схем гидропередач.

Скорость по отдельным ступеням будет равна

; (3.11)

; (3.12)

; (3.13)

, (3.14)

где z – теоретическое число ступеней.

Отсюда видно, что

. (3.15)

Логарифмируя уравнение (3.15) и решая его относительно z, теоретическое число ступеней определится по формуле

. (3.16)

Величина ∆ является скоростной характеристикой дизеля, а величина λ – скоростной характеристикой тепловоза. Чем меньше ∆, тем больше должно быть ступеней скорости. Для гидропередачи, составленной из гидротрансформатора и коробки передач, при работе на первой ступени скорости диапазон используемого передаточного отношения гидротрансформатора изменяется от ноля до значений, при котором момент на турбинном колесе равен моменту на насосном колесе.

У некоторых гидротрансформаторов момент насосного колеса равен моменту турбинного колеса при недопустимо низком значении к.п.д. В этом случае диапазон используемого передаточного отношения гидротрансформатора определяется нижним пределом допустимого значения к.п.д. с учетом изменения энергоемкости гидротрансформатора.

На последующих ступенях скорости диапазон используемых передаточных отношений выбирается в пределах , соответствующего равенству М_т=М_н, и i_min, соответствующего тому же значению η_ГТ, что и при i_max. Зависимость между диапазонами скоростей тепловоза и гидротрансформатора , а также число ступеней z в коробке передач по аналогии с предыдущим будет

; (3.17)

откуда число ступеней коробки передач определяется

. (3.18)

При необходимости повысить к.п.д. передачи и число ступеней сужают рабочий диапазон i_гт, но каждое из них берут для одинакового значения к.п.д.

Для передачи, составленной из гидротрансформатора и двух гидромуфт, трогание с места и разгон осуществляется на гидротрансформаторе до скорости , при которой происходит переключение на первую гидромуфту. Если обозначить скорость тепловоза при переходе с первой на вторую гидромуфту через , а максимальную скорость тепловоза при работе на второй гидромуфте через v_max, то обычно принимают

. (3.19)

Причем 1,45 берут для пассажирских тепловозов, а 1,6 – для маневровых и грузовых.

Аналогичные соотношения скоростей тепловоза по отдельным ступеням берут и при других видах многоциркулярных передач. Для определения скоростей тепловоза по отдельным ступеням нужно найти передаточные числа отдельных ступеней скоростей.

Скорость тепловоза v определяется через диаметр колес D_k в метрах и число оборотов колес n по формуле

. (3.20)

Обозначив общее передаточное число от дизеля к колесам тепловоза через , где n_Д – число оборотов дизеля в минуту, и подставив значение в формулу скорости тепловоза, выражение общего передаточного числа от дизеля к колесам примет вид

. (3.21)

В свою очередь общее передаточное число является произведением передаточных чисел отдельных последовательно включенных элементов силовой передачи

, (3.22)

где i_пр – передаточное число повышающего редуктора;

i_гт – передаточное число гидротрансформатора;

i_кп – передаточное число соответствующей ступени коробки перемены передач;

i_ор – передаточное число осевого редуктора.

Для определения передаточного числа соответствующей ступени коробки передач нужно принимать максимальное значение i_гт, а в силу близости i_гтmax к единице, обычно принимают i_гтmax=1.

Передаточное числа отдельных ступеней определяется по формуле

. (3.23)

Скорости тепловоза v_ст при переходе с одной ступени на другую приближенно определяется по числу выбранных ступеней скорости. После определения значений i_кп отдельных ступеней производится компоновка коробки передач, устанавливаются окончательные (уточненные) значения i_кпст и по ним находят действительные скорости тепловоза при переключении скоростей, отвечающие выбранным крайним значениям передаточных чисел i_гт гидротрансформатора.

3.4 Построение совмещенных характеристик дизеля и гидромашин

Характеристики

Список файлов ВКР