2 Анализ моторно-осевого подшипника (1231860), страница 4

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

Текст из файла (страница 4)

Перечисленные режимы работы передачи связаны с реализацией колес­ной парой функции движителя, в них двигатель выступает как источник си­ловых возмущений. В этом случае основным возмущающим фактором явля­ется электромагнитный момент. Вследствие того, что тяговая характеристика падающая, влияние этого фактора на общий уровень нагрузки с ростом скорости уменьшается. Вместе с тем существуют режимы нагружения, свя­занные с выполнением колесной парой функции движущейся опоры, которая требует отслеживания в пространстве некоторой траектории, отличной от прямой и определяемой в первую очередь неровностями пути в профиле и формой поверхности катания колеса. Эти возмущения являются кинема­тическими и могут вызывать динамические реакции независимо от того, раз­вивает двигатель электромагнитный момент или нет. Динамические процес­сы, вызванные ими при условии постоянства скорости движения, носят в основном стационарный (устойчивый во времени) характер, а с ростом ско­рости, как правило, проявляются в большей степени. В силу высоких ча­стот изменения динамических нагрузок повторяемость их значительна, и они могут стать главной причиной усталостных разрушений элементов пе­редачи.

Можно выделить ряд типичных режимов нагружения передачи, которые она должна выдерживать в эксплуатации и которые на стадии проектирова­ния являются объектом расчетов:

- весовые нагрузки;

- тяговый режим; нагрузка передачи может быть принята статической, максимальное значение ее определяется тяговой характеристикой локомоти­ва и условиями сцепления колес с рельсами;

- стационарный динамический режим нагружения при движении с постоян­ной скоростью, в первую очередь с максимальной, а также при так называе­мых резонансных скоростях; динамическая нагрузка при этих скоростях мо­жет быть большей, чем при максимальной;

- нестационарный динамический режим нагружения при боксовании;

- аварийный режим, например, при коротком замыкании на коллекторе тягового двигателя.

В последних трех режимах для определения нагрузок на элементы привода требуется применять методы теорий колебаний, так как это динамические нагрузки. Нагрузки, связанные с реализацией стационарного тягового момента, можно определить на основании законов статики.

2.2.1 Весовые нагрузки

Локомотив в целом и отдельные элементы его механической части в процессе эксплуатации подвергаются воздействию ряда нагрузок. При расчётах учитываются наиболее важные в отношении прочности – расчетные нагрузки. К данным нагрузкам, в том числе, относятся и весовые нагрузки.

Суммарную. нагрузку, воздействующую на моторно-осевые подшипники от веса тягового электродвигателя, с достаточной степенью точности можно задать формулой [2]:

, (2.1)

где – суммарная. нагрузка, воздействующая на моторно-осевые подшипники от веса тягового электродвигателя;

– вес тягового двигателя, кг;

– расстояние от точки подвешивания тягового двигателя до оси вращения якоря ТЭДа, мм;

– расстояние от оси вращения якоря тягового двигателя до оси вращения колесной пары, мм.

Вес тягового двигателя определяется по формуле:

, (2.2)

где – вес тягового электродвигателя, кг;

– вес двух шестерен, кг;

– вес двух кожухов зубчатой передачи, кг;

– вес смазки колесно-моторного блока, кг.

Вес тягового электродвигателя составляет 4360 кг.

Вес двух шестерен составляет 58,2 кг.

Вес двух кожухов зубчатой передачи составляет 385 кг.

Вес смазки колесно-моторного блока составляет 18 кг.

Подставив численные значения в формулу (2.2) рассчитаем – вес тягового электродвигателя:

кг.

Расстояние от точки подвешивания тягового двигателя до оси вращения якоря ТЭДа составляет 608,4 мм.

Расстояние от оси вращения якоря тягового двигателя до оси вращения колесной пары составляет 523,1 мм.

Подставив численные значения в формулу (2.1) рассчитаем – суммарную нагрузку, воздействующую на моторно-осевые подшипники от веса тягового электродвигателя:

кг.

Нагрузка на один МОП от веса тягового электродвигателя определяется по формуле:

кН.

2.2.2 Режим максимальной тяги

Рассмотрим силы, действующие на элементы тягового привода I класса, с двухсторонней передачей при реализации колесом максимальной силы тяги (рисунок 2.47), приняв следующие допущения: скорость движения постоянна; потерями на трение в узлах экипажа можно пренебречь, а поэтому касательную силу тяги принять равной силе тяги и силе сопротивлению движения ; момент тягового двигателя на валу якоря равен электромагнитному.

Рисунок 2.47 – Силы, действующие на элементы тягового привода I класса при реализации силы тяги: а – в вертикальной плоскости; б – в горизонтальной плоскости

На вал якоря действует момент , который передается на шестерни и далее через большие зубчатые колеса на ось колесной пары. При этом в точке контакта зубчатых колес действует сила , которая приложена к зубу большого зубчатого колеса и представляет собой составляющую активной силы, направленную по линии зацепления. Сила реакции от силы приложена к зубу шестерни (точка , штриховые стрелки на рисунке 2.47, а).

Пользуясь принципами теоретической механики, перенесем эти силы в точки 3 и 3′ (рисунок 2.47, б), находящиеся на оси колесной пары, и в точки 1, 1′ – на валу якоря тягового двигателя. Образующиеся при этом пары от сил , будут уравновешивать моменты от реактивных сил , действующих на колесную пару в точках контакта колес с рельсами (касательная сила тяги) и сил сопротивления движению, приложенных к оси колесной пары:

, (2.3)

где – радиус катания колеса колесной пары, мм;

– радиус делительной окружности большого зубчатого колеса, мм;

– проекция на перпендикуляр к централи силы, действующей в контакте зубчатых колес по линии зацепления, кН;

2 – множители, обусловленные двусторонней передачей.

Аналогично момент на валу тягового двигателя уравновешен парами сил на шестернях:

, (2.4)

где - радиус делительной окружности шестерни, мм.

Остаются условно неуравновешенными равные силы и . Силы приложены к оси колесной пары, а силы создают относительно неё момент, приложенный к остову тягового двигателя и пытающийся повернуть его в пространстве против направления движения (рисунок 2.47, а). При этом в элементах подвешивания колесно-моторного блока к раме тележки возникает сила реакции , приложенная к кронштейну двигателя, которая на плече создает реактивный уравновешивающий момент, так как :

, (2.5)

где – база подвешивания тягового двигателя, мм;

– централь зубчатой передачи, мм.

Кроме этого на остов тягового двигателя действует электромагнитный реактивный момент , который стремится повернуть его против часовой стрелки. В результате в подвеске двигателя к раме тележки возникает сила реакции , направленная в противоположную силе сторону:

, (2.6)

Равнодействующая сил, приложенных к кронштейну тягового двигателя или раме тележки:

, (2.7)

На вкладыши моторно-осевых подшипников в точках 2 и 2′ действуют вертикально силы , определяемые из условия равновесия корпуса двигателя под действием силовых факторов , и . Уравнение равновесия моментов относительно точки :

, (2.8)

Откуда:

, (2.9)

В горизонтальной плоскости на вкладыши моторно-осевых подшипников в случае наклонной централи действуют составляющие от горизонтальных проекций сил:

, (2.10)

Кроме того, к вкладышам моторно-осевых подшипников приложены распорные силы, вызванные силами в зубчатой передаче, направление действия которых совпадает с направлением линии централи. Эти силы уравновешиваются реакциями моторно-осевых подшипников и подшипников вала якоря тягового двигателя:

, (2.11)

где - угол зацепления передачи в торцовом сечении косозубой передачи.

В случае применения приведенных формул для практических расчетов силу в зубчатом зацеплении определяют из условия реализации электровозом максимального коэффициента сцепления , тогда:

, (2.12)

В соответствии с тяговой характеристикой, по условиям сцепления колес с рельсами при трогании поезда с максимальным пусковым током тяговых двигателей 1100 А, при скорости 0 км/ч, электровоз 3ЭС5К развивает силу тяги равную 950 кН. Следовательно, в соответствии с принятыми допущениями, одно колесо реализует касательную силу тяги равную 39, 583 кН.

Радиус катания колеса колесной пары равен 625 мм.

Радиус делительной окружности большого зубчатого колеса равен 469 мм.

Подставив численные значения в формулу (2.12) рассчитаем – проекцию на перпендикуляр к централи силы, действующей в контакте зубчатых колес по линии зацепления:

кН.

База подвешивания тягового двигателя составляет 1131,5 мм.

Угол наклона централи равен 30°.

Радиус делительной окружности шестерни равен 118,9 мм.

Централь зубчатой передачи составляет 603,8 мм.

Характеристики

Список файлов ВКР