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

Текст из файла (страница 4)

. (3.6)

Подставляя в (6) значение силы сцепления F_сц из (4), получим уравнение, определяющее значение силы тяги на колесе:

. (3.7)

В соответствии с рисунком 3.2 справедливо следующее уравнение моментов:

,

откуда

, (3.8)

и в соответствии с (3.5) и (3.8) F_сц равна:

. (3.9)

Общая сила тяги на колесе равна силе сопротивления движению:

_. (3.10)

Таким образом, сила тяги на колесе F_тк, обеспечивающая его поступательное движение, является суммой сил F_зк и F_сц, образующих вместе c W рычаг второго рода СОВ или СОА [5].

В тяговом приводе электроподвижного состава двигатель (рисунок 3.3) через зубья малого зубчатого колеса воздействует на большое зубчатое колесо в точке В внешней силой F_зк.

Образование силы тяги в тяговом приводе электроподвижного состава приведено на рисунке 3.3.

Рисунок 3.3 – Образование силы тяги в тяговом приводе электроподвижного состава [4]

В соответствии с третьим законом Ньютона в этой точке образуется противодействующая сила по величине равная . В результате действия крутящего момента М_д одновременно стремятся повернуться не только якорь и статор двигателя вокруг точки О₁ (с равными и противоположно направленными моментами М_д = М_ст), но и весь тяговый двигатель вокруг оси колесной пары О₂, обеспечивая при этом опирание тягового двигателя с силой F_п на подвеску двигателя в точке D или с силой F_p на колесную пару в точке N. Только при этом условии обеспечивается образование действующей и противодействующей сил и . В противном случае двигатель будет вращаться вокруг оси колесной пары как планетарный механизм. Момент на колесной паре можно представить как сумму двух моментов [5]:

,

С учетом того что

, , ,

где z – коэффициент зубчатой передачи;

r_мзк - радиус малого зубчатого колеса (шестерни), можно записать

,

или

,

и определить силу, действующую на зубчатое колесо

, (3.11)

Полученное уравнение показывает, что сила в зубчатой передаче в 2 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 [5].

Подставляя в (3.4) значение F_зк из (3.11), получим формулу, определяющую силу сцепления колеса с рельсом:

, (3.12)

Подставляя значения сил из (3.11), (3.12) в (3.6), можно определить силу тяги на колесе по новому представлению:

,

или

. (3.13)

По существующей теории сила тяги - она же сила сцепления колеса с рельсом F_тк – определяется уравнением:

. (3.14)

Для практических расчетов силы в зубчатой передачи, сцепления и тяги на колесе необходимо определять по (3.11), (3.12), (3.13) с учетом КПД зубчатой передачи :

, (3.15)

, (3.16)

. (3.17)

Вывод: Сила тяги на колесе возникает в результате образования рычага второго рода от действия внешней силы, сил сцепления колеса с рельсом и сопротивления движению колеса. Сила тяги, по новым взглядом, на 17–25 % больше, чем считалось ранее, и это является резервом повышения использования тяговых свойств подвижного состава [5].

4 МЕТОДИКА РАСЧЕТА КОЭФФИЦИЕНТА ИСПОЛЬЗОВАНИЯ СЦЕПНОЙ МАССЫ ЛОКОМОТИВА

Для локомотивов с индивидуальным приводом колесных пар наибольшая сила тяги определяется силой тяги движущей колесной пары, которая имеет наименьшую нагрузку на рельсы Q_l (лимитирующая). Из-за перераспределения нагрузок по осям, вызываемых реакциями тяговых электродвигателей и другими причинами, используемый сцепной вес локомотива будет несколько меньше статического Q_ст, приходящегося на эту же колесную пару. При заданном коэффициенте сцепления между колесом и рельсом отношение реализуемой силы тяги локомотива к максимального возможной определяется коэффициентом использования сцепного веса [3]

_, (4.1)

где ƞ_ст – статический коэффициент использования сцепного веса, учитывающий разгрузку лимитирующей оси под действием силы тяги;

ƞ_дин – динамический коэффициент использования сцепного веса, учитывающий разгрузку оси под действием динамических сил.

Схема локомотива с индивидуальным приводом колесных пар и неопределимым рессорным подвешиванием представлена на рисунке 4.1.

Рисунок 4.1 – Схема локомотива с индивидуальным приводом колесных пар и неопределимым рессорным подвешиванием [3]

где Н_а – расстояние от оси автосцепки до головки рельса;

Н_ш – расстояние от точки шкворня кузова, в которой приложено тяговое усилие, до оси автосцепки;

2Б – расстояние между центрами жесткости тележек;

2А – расстояние между наружными пружинами верхней ступени рессорного подвешивания;

2В – расстояние между внутренними пружинами верхней ступени рессорного подвешивания;

Д – диаметр колеса по кругу катания;

М_к – момент силы тяги и догружающих устройств;

Р₁ и Р₂ – усилия догружателей соответственно на передней и задней тележках;

М'_Т и М_Т – моменты, действующие соответственно на рамы передней и задней тележек. Они включают в себя следующие составляющие: моменты от касательной силы тяги; реактивные моменты тяговых электродвигателей; моменты, создаваемые догружающими устройствами [3].

Для упрощения исследования применительно к экипажу, схематически изображенному на рисунок 4.1, были сделаны допущения:

Тележки экипажа полностью симметричны относительно общей по-перечной плоскости симметрии локомотива.

Жесткости пружин I, II, III и IV верхней ступени подвешивания одинаковы. Это допущение не всегда соответствует частному случаю конструктивного выполнения экипажной части локомотива, так как попарно пружины могут иметь разную жесткость (j_I = j_IV ≠ j_II = j_III). Тем не менее, оно не вносит никаких изменений и ограничений ни в предпосылки, ни в результаты выполненного анализа. Это объясняется следующим: при выбранных параметрах нижней ступени подвешивания и расположении (т.е. размерах а и b) пружин верхней ступени, жесткость последних определяется из условия равенства статических нагрузок от колесных пар на рельсы в пределах тележки. В случае различной жесткости пружин верхней ступени подвешивания на тележке их всегда можно заменить эквивалентной системой пружин одинаковой жесткости, но с другими координатами (а и b).

Размеры Н_а и Н_ш постоянны. (Это допущения не соответствует действительности, так как Н_а и Н_ш изменяются в результате вертикальных перемещениях обрессореных частей экипажа при реализации локомотивов силы тяги. Погрешность, вносимая этим допущением, столь незначительна, что ею можно пренебречь).

Отсутствует трение в рессорном подвешивании и в головке автосцепки. (Сделанное допущение тем более возможно, что вызываемая им незначительная погрешность может быть сведена к минимуму включением трения в жесткость пружин, т.е. увеличением жесткости на усредненнум поправку, определяемую предварительным расчетом).

При реализации локомотивом силы тяги рамы обеих тележек и кузов будут испытывать ряд дополнительных нагрузок, в число которых входят касательная сила тяги, реакции в подвесках тяговых электродвигателей, вызываемые их реактивными моментами, усилия и моменты догружающих устройств [3].

Под действием этих нагрузок рамы тележек и кузов получат перемещения, каждое из которых можно разложить на два элементарных составляющих перемещения – поступательное, при котором кузов или рама тележки сохраняют параллельность начальному положению и угловое относительно некоторого центра поворота, лежащего в плоскости торцов пружин, за который принимается центр жесткости.

В соответствии с изложенным раскладываем перемещения обрессоренных узлов следующие образом (рисунок 4.2).

Рисунок 4.2 – Схема перемещения кузова и рам тележек локомотива при приложении силы тяги [3]

Кузов: вертикальное перемещение h_k и угловое β. Центр поворота – точка О.

Рама передней тележки: вертикальное перемещение h_п и угловое ἀ_1. Центр поворота – точка О₁, (центр жесткости передней тележки).

Рама задней тележки: вертикальное перемещение (-h_п) и угловое ἀ₂. Центр поворота – точка О₂ (центр жесткости задней тележки). Равенство перемещений рамы передней тележки (hп) и задней (-h_п) по абсолютной величине и противоположность по направлению легко доказать, учитывая, что суммарные жесткости подвешивания обеих тележек одинаковы. На основании двух положений:

а) Изменение суммарной нагрузки от колесных пар тележки на рельсы определяется только величиной вертикального смещения и жесткостью нижней ступени подвешивания. Угловые перемещения (ἀ₁ и ἀ₂) рам относительно центров жесткости вызывают только перераспределение нагрузок от колесных пар на рельсы в пределах тележек, не изменяя суммарной нагрузки каждой тележки;

б) Приращение нагрузки на рельсы от передней тележки (в целом равно и противоположно по знаку приращению нагрузки от задней тележки, так как сумма нагрузок от колесных нар по всему локомотиву равна его весу и, следовательно, является величиной постоянной.

Характеристики

Список файлов ВКР