CC BY
80
УДК 629.424.3:629.4.027
В. А. Кручек, А. В. Грищенко, Т. С. Титова
КОЭФФИЦИЕНТ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ СЦЕПНОЙ МАССЫ ЛОКОМОТИВА С ГРУППОВЫМ ТЯГОВЫМ ПРИВОДОМ КОЛЕСНЫХ ПАР
Дата поступления: 11.01.2017 Решение о публикации: 24.04.2017
Аннотация
Цель: Повысить точность аналитического расчета сцепной массы построенных и вновь проектируемых локомотивов с групповым тяговым приводом колесных пар. Вывести аналитическую зависимость коэффициента использования сцепной массы локомотива от числа колесных пар в групповом тяговом приводе с учетом конструкционных особенностей экипажа, условий эксплуатации и режимов работы силовых установок. Методы: Аналитические зависимости и математическая модель получены на основании знаний высшей математики, законов теоретической механики, теории надежности, теории вероятности, теории сцепления колеса с рельсом и законах фрикционных автоколебаний при боксовании. Результаты: Разработана математическая модель для определения наибольшего значения вращающего момента, при котором наступает разное бок-сование группового тягового привода колесных пар локомотива с учетом стохастической природы сцепления колес с рельсами, колебания кузова в момент трогания с места и во время движения. Построена графическая зависимость поправочного коэффициента от обобщенного параметра тягового привода локомотива. Практическая значимость: Аналитические зависимости позволяют правильно найти сцепную массу локомотива с групповым тяговым приводом колесных пар для проведения тяговых расчетов и оценки тяговых возможностей локомотива в эксплуатации на различных режимах работы силовых установок и скорости движения. Установлен уровень динамических нагрузок на элементы группового тягового привода с учетом конструкционных особенностей ходовых тележек и силовой трансмиссии, таких как положение реактивных тяг осевых редукторов колесных пар, а также условий эксплуатации - скорости движения и неровности железнодорожного пути. Результаты исследования применимы при проектировании новых и построенных локомотивов.
Ключевые слова: Тепловоз, групповой тяговый привод, колесная пара, коэффициент сцепления, сцепная масса, реактивная тяга, ходовая тележка, карданный вал, динамическая нагрузка, вращающий момент, осевая нагрузка, эксплуатационные факторы, тяговые свойства.
*Victor A. Kruchek, D. Sci., professor; Aleksander V. Grishenko, D. Sci., professor; Tamila S. Tytova,
D. Sci., professor, head of a chair (Emperor Alexander I St. Petersburg State Transport University) UTILIZATION FACTOR OF ADHESIVE WEIGHT OF A LOCOMOTIVE WITH GROUP TRACTIVE ENGINE DRIVE OF WHEELSETS
Summary
Objective: To improve accuracy of analytical calculation of adhesive weight of constructed and newly projected locomotives with wheelset group tractive drive. To bring out analytical dependence of a locomotive's adhesive weight usage coefficient from a number of wheelsets in a group tractive engine considering constructive features of a vehicle, operating conditions and power equipment cycle of operation. Methods: Analytical dependences and a mathematical model were obtained on the basis of higher mathematics, laws of theoretical mechanics, reliability theory, probability theory, wheel-rail adhesion theory and the laws of self-excited frictional oscillations during slippage. Results: Mathematical
model was developed to determine the highest value of a twisting moment, in the process of which occurs different slippage of a wheelset group tractive drive of a locomotive, taking into account the stochastic character of wheel-rail adhesion, shaking at the moment of starting and in the process of running. Characteristic curve of equalizing factor was plotted from a generalized parameter of a locomotive tractive drive. Practical importance: Analytical dependences make it possible to identify the right adhesive weight of a locomotive with wheelset group tractive drive for conducting traction calculations and the assessment of locomotive's tractive capacity in the process of operation on different cycles of power equipment and movement speed. The level of dynamic load on group tractive drive components was determined, taking into account constructive features of trucks and power transmission, such as the jet thrust location of wheelset axial gear units, as well as maintenance conditions - movement speed and irregularities of a railway track. The results of the study may be applied in projecting the new and constructed locomotives.
Keywords: Diesel locomotive, group tractive drive, wheelset, adhesion coefficient, adhesive weight, jet thrust, carriage, drive shaft, dynamic load, driving torque, axial load, operational factors, tractive characteristics.
Введение
Тяговые возможности группового привода колесных пар локомотива при известных серьезных отрицательных свойствах по многим показателям превосходят таковые у индивидуального тягового привода. Так, коэффициент использования сцепной массы при прочих равных внешних условиях работы у локомотива с групповым тяговым приводом выше, чем с индивидуальным приводом. Количественная оценка этого показателя зависит в первую очередь от числа механически связанных в нем осей. Поэтому в свете проблемы повышения и достижения максимального использования мощности силовой установки локомотива задача сравнения тяговых свойств локомотивов с различным числом механически связанных осей в тяговом приводе и результаты указанного сравнения актуальны и имеют важное научно-практическое значение.
Коэффициент использования сцепной массы локомотива с групповым тяговым приводом колесных пар
В общем виде коэффициент использования сцепной массы (пСц) рассчитывается по формуле [1]
у Шкп -Amkn
Псц = — или Псц =
Уо
m
кп
где у - коэффициент сцепления оси, вступившей в режим боксов; уо - коэффициент сцепления локомотива, определяемый отношением общей силы тяги на ободе колес к силе тяжести от общей сцепной массы локомотива; тКП - сцепная масса, приходящаяся на колесную пару: тКП = СКП / g; g - ускорение свободного падения ^ = 9,81 м/с 2); АтКП - недоиспользуемая величина сцепной массы, приходящаяся на колесную пару: АтКП = А((КП /g.
Многочисленные исследования показали, что величина п в эксплуатации для разных тележечных электровозов и тепловозов в среднем составляет 0,86-0,94. Снижение тяговых возможностей локомотива связано с различными ситуациями в эксплуатации и конструктивными особенностями экипажной части. Если некоторые конструкционные особенности и факторы можно рассчитать или предусмотреть заранее на стадии проектирования нового локомотива, например распределение веса по колесным парам во время трогания локомотива с места при реализации максимальной мощности силовой установкой, различие электромеханических характеристик тяговых электродвигателей и др., то в условиях эксплуатации определить влияние
внешних факторов: нестабильность сцепления колес с рельсами, ветер, наличие и количество стыков, профиль железнодорожного пути и др., практически невозможно. Анализ известных способов повышения коэффициента пСц показывает, что довести его значение до максимального, близкого к единице, возможно только конструкционными решениями экипажной части локомотива.
Общеизвестно, что групповой тяговый привод по сравнению с индивидуальным способен практически полностью использовать сцепную массу локомотива на любых режимах работы локомотива, хотя это требует некоторых дополнительных энергетических затрат силовой установки по причине появления так называемой «циркуляции» энергии в замкнутом контуре привода. Однако эксплуатационные условия работы локомотива и действия внешних факторов все же сказываются на величине пСц и значение его может быть меньше ожидаемого.
Установим зависимость между пГ1Г и чис-
СЦ
лом колесных пар в групповом тяговом приводе локомотива, учитывая наиболее существенные эксплуатационные факторы. Определим наиболее целесообразные режимы работы и
оценим надежность привода при действии на него динамических факторов во время движения локомотива.
Для получения ответа на поставленную задачу была исследована трансмиссия четырехосного тягового привода секции тепловоза серии ТГ16 (рис. 1) [2].
Особенностью представленной трансмиссионной схемы группового тягового привода является то, что число спаренных колесных пар 3 с осевыми редукторами 9 в приводе можно менять от двух до четырех. Это возможно осуществить с помощью соединительного вала 5, который монтируется в приводе и объединяет две двухосные ходовые тележки 4 в единую кинематическую схему привода, каждая из которых приводится в действие от дизеля 1 и гидропередачи 2. В данном случае групповой тяговый привод преобразуется из двух последовательных двухосных в один симметричный четырехосный привод.
К статическим факторам, влияющим на использование сцепной массы локомотива с соединительным валом двух гидропередач и без него, относятся переразгрузка тележек локомотива в момент трогания с места и разброс характеристик энергетических установок.
12 2 1
Рис. 1. Схема тяговой трансмиссии группового четырехосного привода секции тепловоза
с двумя силовыми установками: 1 - дизель; 2 - гидропередача; 3 - колесная пара; 4 - ходовая тележка; 5 - соединительный карданный вал; 6 - главная рама тепловоза; 7 - раздаточный карданный вал; 8 - тележечный
карданный вал; 9 - осевой редуктор
Переразгрузка колесных пар не сказывается на использовании сцепной массы рассматриваемого локомотива как с промежуточным валом, так и без него, так как осевые редуктора каждой тележки разведены в разные стороны, а сцепная масса тележек остается неизменной. Переразгрузка же ходовых тележек приводит к потере сцепной массы локомотива без соединительного вала, так как сила тяги F не может быть выше удвоенного сцепного веса передней разгруженной тележки. Тогда
F = 2уСР (2 Ро-АРт ),
(1)
где уСР - расчетный коэффициент сцепления; Р0 - осевая нагрузка; АРТ - величина разгрузки передней и догрузки задней тележек.
В соответствии с законами статики имеем (рис. 1)
АРт = ^ • F, т L
(2)
F =
4УсРРо
1 + 2у
H _ R "
CP
L
Так как сцепной вес локомотива состав-
Н — К
ляет 4уСРРа, а величина 2у СР-<< 1, то
коэффициент использования сцепной массы локомотива в этом случае определяется следующим образом:
псц « 1 - 2УCP
H _ R L
г Н — К
апс ц = 2¥ср—— •
Различие тяговых характеристик энергетических установок 1 вследствие неравенства частот вращения коленчатых валов дизелей и вязкости масла в гидроаппаратах 2 у тепловоза с промежуточным валом 5 между гидропередачами не сказывается на коэффициенте использования сцепной массы, т. е. суммарная сила тяги остается постоянной. Для тепловоза без промежуточного вала 5 между гидропередачами коэффициент использования сцепной массы уменьшается:
и = 1 __АМт
Псц
MT
Зная это, можно записать, что
. п АМТ АПсц =■
здесь К - радиус круга катания колеса; Н -расстояние от автосцепки до головки рельса; Ь - база тепловоза.
После преобразований (1) и (2) получим
M
По данным [3] отношение
AM,
т
M
= 0,05,
Таким образом, локомотив с соединительным валом 5 между гидропередачами 2 имеет преимущество по коэффициенту использования сцепной массы перед тепловозом без соединительного вала из-за перегрузки ходовых тележек:
поэтому величина АпСц также составляет 0,05.
При движении локомотива в тяговом приводе возникают динамические нагрузки в результате действия как внешних, так и внутренних факторов. К наиболее значимым внешним факторам относятся боксование локомотива, колебания обрессоренных масс и удары при прохождении рельсовых стыков, а к наиболее значительным внутренним - кинематические погрешности осевых редукторов и «изломы» карданных валов.
Динамические нагрузки тягового привода при боксовании локомотива, появляющиеся вследствие фрикционных автоколебаний, достаточно хорошо изучены. На основе теоретических и экспериментальных исследований установлено, что указанные нагрузки в 3 раза превышают максимальную статическую нагрузку [4] и являются поэтому определяющими при расчете узлов и деталей тягового
привода на прочность. Но при проверке надежности и долговечности тягового привода учет динамических нагрузок при боксовании не обязателен из-за малого времени работы локомотива в этом режиме. На надежность узлов тягового привода существенное влияние оказывают динамические нагрузки, возникающие из-за вынужденных крутильных колебаний привода.
Одной из причин вынужденных крутильных колебаний элементов тягового привода тепловоза служат кинетические и технологические погрешности осевых редукторов. В результате проведенных исследований [3] установлено, что максимальная кинематическая погрешность осевых редукторов составляет 10', что вызывает динамическую нагрузку на колесной паре в 4,3 кН, равную 6,0 % от максимальной силы тяги.
Рассмотрим динамические нагрузки тягового привода от колебаний обрессоренных масс тепловоза.
Рама тележки тепловоза во время движения перемещается в вертикальной плоскости по отношению к колесной паре и расположенному на ней осевому редуктору (рис. 2).
Во время движения экипажа изменения взаимного положения осевого редуктора и рамы тележки приводят к вращательным колебаниям корпуса редуктора вокруг оси колесной пары, которые приводят к закручиванию входного вала редуктора. При изменении
угла закручивания вала редуктора возникают крутильные колебания валопровода системы, создающие дополнительные низкочастотные (около 3 Гц) динамические нагрузки в элементах привода.
На динамические нагрузки тягового привода, вызванных колебаниями обрессоренных масс тепловоза, влияет положение реактивной тяги осевого редуктора [5]. Теоретическими исследованиями установлено, что угол поворота осевого редуктора ф вокруг оси колесной пары при динамической осадке рессорного подвешивания рамы тележки X определяется соответственно следующими формулами: • при горизонтальной реактивной тяге
Ф =
2HpL р
(3)
• при вертикальной реактивной тяге X
Ф =
H
(4)
где НР - расстояние от точки закрепления реактивной тяги на корпусе осевого редуктора до оси колесной пары; Ь р - длина реактивной тяги.
X
Так как-<< 1, то из (3) и (4) следует,
2 Ьр
что угол поворота осевого редуктора и про-
2
Рис. 2. Варианты крепления осевых редукторов колесных пар в ходовых тележках локомотивов с групповым тяговым приводом
порциональные ему динамические нагрузки в тяговом приводе от колебаний рамы тележки при горизонтальной тяге ниже, чем при вертикальной. Кроме того, при горизонтальной реактивной тяге динамический момент может быть уменьшен путем увеличения не только расстояния от точки ее закрепления до оси колесной пары, но и ее длины. Экспериментальные исследования показали, что в случае горизонтального расположения реактивных тяг величина динамического момента, по крайней мере, в 2 раза ниже, чем при вертикальном их расположении [6].
Наличие в карданном приводе колесных пар тепловоза осевых редукторов вызывает зависимость формы и величины динамических нагрузок элементов привода от расположения реактивных тяг относительно рамы тележки [5]. При сходящихся реактивных тягах (рис. 2, а - а) колебания подпрыгивания тележки приводят к противофазным крутильным колебаниям группового тягового привода, а колебания галопирования практически не вызывают динамических нагрузок привода. При расходящихся реактивных тягах (рис. 2, б - б) колебания упругого подвешивания рамы тележки любого вида вызывают противофазные крутильные колебания группового тягового привода. Именно влиянием колебаний галопирования при расходящихся реактивных тягах, закрепленных на крайних поперечных балках тележки, объясняются относительно большие динамические нагрузки в групповом тяговом приводе тепловоза. При расположении реактивных тяг осевых редукторов в одном направлении (рис. 2, а - б) колебания рамы тележки любого вида обусловливают возникновение в групповом тяговом приводе синфазных крутильных колебаний.
Горизонтальное сходящееся расположение реактивных тяг осевых редукторов является наиболее рациональным с точки зрения минимизации динамических нагрузок группового тягового привода, вызываемых колебаниями обрессоренных масс тепловоза. По ориентировочным оценкам указанные нагрузки не превосходят 3,8 кН на колесную пару, что
составляет 5,2 % от максимального значения силы тяги.
Поездные испытания локомотивов показали, что при наезде колесными парами на неровность пути или прохождении рельсовых стыков и крестовин в тяговом приводе локомотива возникают значительные дополнительные динамические нагрузки [6]. Установлено также, что динамические нагрузки зависят от конструкции экипажной части локомотива. Величина дополнительных динамических нагрузок на привод зависит: при горизонтальном расположении реактивной тяги осевого редуктора от перемещения, скорости и ускорения колесной пары в вертикальной плоскости относительно рамы ходовой тележки; при вертикальном расположении реактивной тяги - только от вертикального ускорения колесной пары. Причем их уровень при горизонтальной реактивной тяге осевого редуктора ниже, чем при вертикальной. Экспериментальные исследования дизель-поездов ДР1А с вертикальной реактивной тягой и тепловозов ТГ102 с горизонтальной подтвердили этот вывод [5, 7]. На рис. 3 представлены амплитуды динамических нагрузок в реактивных тягах осевых редукторов от скорости движения, где видно, что динамические нагрузки при горизонтальном расположении реактивных тяг на тепловозе ТГ102 в 1,8 раза меньше, чем при вертикальных реактивных тягах на дизель-поезде ДР1А.
Кроме того, следует указать, что возникающие в групповом тяговом приводе силы от прохождения одной колесной парой рельсовых стыков вызывают динамические нагрузки в реактивных тягах осевых редукторов других колесных пар, не взаимодействующих в этот момент с рельсовыми стыками. Такой факт говорит о том, что динамическое воздействие рельсовых стыков распространяется по всей трансмиссии привода локомотива. Отметим и то, что динамические нагрузки в горизонтальных реактивных тягах осевых редукторов, вызванные прохождением колесными парами рельсовых стыков, не превышают, согласно рис. 3, 10 кН, что составляет
^кН 20*—
Рис. 3. Динамические нагрузки в реактивных тягах осевых редукторов дизель-поезда ДР1А (1) и тепловоза ТГ102 (2) от прохождения стыков железнодорожного полотна при различных скоростях движения, приведенные к осям колесных пар
13,4 % от максимального значения силы тяги на колесной паре.
Существенную роль в нагруженности элементов привода играют параметры их упругости. Особый интерес вызывает влияние жесткостей амортизаторов реактивных тяг осевых редукторов на динамические нагрузки привода, так как они предназначены для снижения динамических усилий и некоторое выравнивание тяговых нагрузок между колесными парами [8].
Выравнивание тяговых нагрузок по колесным парам группового привода в «стоповом» режиме работы и при резком изменении мощности тепловоза в некоторой степени достигается путем применения резинометалличе-ских амортизаторов реактивных тяг осевых редукторов. Однако заметного улучшения тяговых свойств тепловоза эта мера не дает, так как в отсутствие амортизаторов наиболее нагруженная колесная пара при достижении предела по сцеплению незначительно (из-за высокой жесткости привода) проскальзывает по рельсу, что незамедлительно приводит к увеличению тяги другой колесной пары и обеспечивает полное использование сцепной массы [9, 10]. В случае же установившегося
режима движения тепловоза распределение тягового усилия по колесным парам группового привода не зависит от упругих параметров его элементов, а определяется осевыми нагрузками, условиями сцепления колес с рельсами и разностью диаметров кругов катания колесных пар [11].
Наличие амортизаторов реактивных тяг способствует уменьшению динамических нагрузок в тяговом приводе от технологических погрешностей деталей осевых редукторов. Амортизаторы уменьшают динамические нагрузки в реактивных тягах, вызываемые колебаниями обрессоренных масс тепловоза и прохождением колесными парами рельсовых стыков. Однако малая жесткость амортизаторов реактивных тяг ведет к росту углов «излома» карданных валов, что приводит к увеличению динамических нагрузок тягового привода. Поэтому понижение параметров жесткости амортизаторов реактивных тяг осевых редукторов тепловозов с целью уменьшения динамических нагрузок группового тягового привода не может быть признано целесообразным. Следует отметить и то, что жесткость амортизаторов реактивных тяг не оказывает существенного влияния на динами-
ческие нагрузки тягового привода в режиме боксования, которые являются определяющими при расчете элементов привода на прочность [12, 13].
Итак, большинство динамических факторов практически в равной степени влияют на снижение сцепной массы тепловоза с промежуточным валом гидропередач и без него. Исключение составляет изменение сцепной массы, приходящейся на отдельный привод, вследствие галопирования тепловоза и стохастической природы сцепления.
С целью анализа влияния указанных факторов примем, что момент сцепления М , при-
СЦ
ходящийся на отдельный тяговый привод, изменяется по гармоническому закону (рис. 4):
Mсц = Mсц _ _ AMСЦ sin(2nvt + а) _ B •u,
(5)
Для определения наибольшего значения вращающего момента МВР, при котором может наступить разное боксование всего тягового привода, уравнение (5) дополним выражениями вращающего момента, начальной фазы изменения момента сцепления и уравнением движения экипажа
MBP = mCjj _ AMBP _ Au,
sin а =
'сц
AM,
BP
AMСц
(6)
где Мщ, АМщ - среднее и амплитудное значения момента сцепления, приходящегося на отдельный тяговый привод, соответственно; и - линейная скорость скольжения колес по рельсам при боксовании; V, а, t - частота, начальная фаза и время изменения момента сцепления соответственно; В - коэффициент, характеризующий уменьшение момента сцепления с увеличением скорости скольжения.
J du
Rit = MBP _Mсц,
в которых А - коэффициент, характеризующий уменьшение вращающего момента с увеличением скорости; К - радиус колеса по кругу катания; J - приведенный к колесу момент инерции отдельного тягового привода.
В результате совместного решения (5) и (6) получим
MBP max = MСЦ _
V4
2 , 2 П + С
■AM,
сц
где с = —^^ - обобщенный параметр тя-
J V
гового привода локомотива.
Рис. 4. Гармонический закон изменения момента сцепления
Однако величина М„п не полностью рас-
вр тах г
ходуется на тягу. В период, когда вращающий момент превышает момент сцепления (рис. 4), на тягу приходится только часть вращающего момента, равная моменту сцепления. Величина максимального вращающего момента, приходящаяся на тягу, составляет не более
MBP max = МСц -£'АМСц ,
2 + с
здесь в =
V
1 1
— + — arcsm 2 п
J2 , 2 П + с у
л/4 п2 + с2
(7)
- по-
AM,
Пд =1 -в лжс
Д MC
сц
(8)
сц
AM,
сц
M
сц
APT 2P
правочный коэффициент. Его зависимость от обобщенного параметра тягового привода локомотива графически представлена на рис. 5.
В соответствии с (7) определим максимальную оценку динамического коэффициента использования сцепной массы локомотива
Поэтому можно записать, что
* ш -I АрТ дПсп = 1 -8г—Т г 2РП
Следовательно, преимущество тепловоза с соединительным валом между гидропередачами составляет
.III „ APT
апсц = вг
2P
Процесс галопирования во время движения не приводит к потере сцепной массы тепловоза с соединительным валом. Для тепловоза же без соединительного вала динамический коэффициент использования сцепной массы уменьшается в зависимости от относительной разгрузки тележки, так как
Например, для локомотива с параметрами Я = 0,475 м, В = 26 102 Н-м/с, А = 70-10 3 Н-м/с, J = 88-10 3 Н-м, V = 1,5 Гц, СГ = 0,68, £Г = АР
= 0,38 при —- = 0,1 [14] значение АпСЦ со-2Ро
ставляет 0,038.
С целью анализа влияния стохастической природы сцепления на использование сцепной массы локомотива с групповым тяговым приводом колесных пар величина АМ^ц / М£д , входящая в (8), выражена через среднее значение коэффициента сцепления привода уПР и его среднеквадратическое отклонение а^пр с учетом правила трех сигм:
1,0 0>S 0,6 0,4
0.2
t 8 12 16 20 24
Рис. 5. Зависимость поправочного коэффициента е от обобщенного параметра
тягового привода локомотива с
с
с
с
IV _ л _ 3ауПР псц _1 £с
Vnp
(9)
Коэффициент сцепления привода определим, как среднее арифметическое значение коэффициентов сцепления механически связанных колесных пар:
Vnp _
Zv-
1
(10)
yfn
где у СР, ау - среднее значение и среднеквад-ратическое отклонение коэффициента сцепления колесной пары.
После подстановки (11) в (9) имеем
псц _1 _£с
3аш 1
Vcp
4n
(12)
Из выражения (12) вытекает, что тепловоз с промежуточным валом между гидропередачами имеет больший коэффициент использования сцепной массы, вследствие стохастической природы коэффициента сцепления, по сравнению с тепловозом без промежуточного вала:
Ancu _ 3^с ^ 1 ^
2
Vcp
По данным [16] ау = 0,02, уСР = 0,33, vc= = 0,3 Гц. Поэтому величины сС и вС составляют соответственно 3,4 и 0,60, а значение АпСц равно 0,023.
Из приведенных выше расчетов следует, что наличие промежуточного вала на тепло-
возе обеспечивает значительно более полное использование сцепной массы локомотива:
аПсц =
= ( апс ц + апсц + апсц + апсц ) -100% =
здесь п - число механически связанных колесных пар (для индивидуального привода п = 1).
Из (10) в соответствии с теорией вероятностей [15] при независимости у следует, что
Упр =Уср, а аупр = , (11)
= (0,023 + 0,05 + 0,038 + 0,023) 100 = 13,4 %.
Таким образом, полученная величина - снижение коэффициента использования сцепной массы тепловоза без соединительного вала гидропередач, равная 13,4 %, свидетельствует о необходимости кинематического сочленения групповых приводов тележек при работе тепловоза на режимах, близких к пределу сцепления.
Динамические нагрузки силовой трансмиссии тягового привода локомотива
Динамические факторы рассмотренного выше режима работы тепловоза на пределе сцепления при малой скорости движения являются низкочастотными (до 1,5 Гц). При этом тяговый привод ведет себя как абсолютно жесткое тело. Потому нагрузки, возникающие в соединительном валу гидропередач на данном режиме работы тепловоза, можно считать квазистатическими с точки зрения работы тягового привода.
Квазистатические нагрузки соединительного карданного вала гидропередач в режиме работы тепловоза на пределе по сцеплению колесных пар с рельсами при малых скоростях движения (М^щ) вызывают улучшение использования сцепной массы локомотива. Поэтому определим указанные нагрузки с помощью данных, полученных при расчете коэффициента использования сцепной массы:
M
св
V min
anc ц + an
а сц
AP
2 Po Vcp
x (13)
x M
тел.р '
n
где МТЕЛ р - расчетное значение вращающего момента раздаточного карданного вала.
Величина MТЕЛ р, входящая в формулу (13), получена по выражению
M
тел.р
iOP ' nOP
rVcpPc
O
в котором ¡ор, Пор - передаточное число и КПД осевого редуктора соответственно. При Ор = 4,0, Пор = 0,95, Апс ц = 0,023,
ДлСц = 0,05, АРТ / 2РО = 0,1, а^ = 0,02 и ¥сР = 0,33 квазистатическая нагрузка соединительного вала гидропередач для рассматриваемого режима работы тепловоза составляет в абсолютном выражении 5,5-10 3 Н-м, или 30,2 % от МТЕЛ . Р.
Выполним расчет квазистатических нагрузок соединительного карданного вала гидропередач для режима работы тепловоза на конструкционной скорости и для момента трогания с места. При этом учтены проявляющиеся на высоких скоростях движения статические нагрузки от разности диаметров кругов катания колесных пар группового привода [3], а также уменьшение коэффициента сцепления и силы тяги при переходе от режима максимальной тяги к режиму номинальной скорости движения. Тогда
ДО
M
CB
V max
K
сц
4 R • K
- + KT х
к
An
AM apt
сц
M
2Po V2 Vcp
M
тел.р'
APT
_Tv
2Pn
соединительного вала гидропередач для режима работы на конструкционной скорости движения тепловоза составляет в абсолютном выражении 3,0-10 3 Н-м, или 16,5 % от МТЕЛР. Наибольший квазистатический нагрузочный момент соединительного вала гидропередач тепловоза наблюдается на малых скоростях движения 5,5-103 Н-м.
Однако полученная величина квазистатического момента соединительного вала гидропередач тепловоза имеет место при двух работающих дизелях. Если работает только один дизель, то искомая нагрузка указанного вала определяется следующей формулой:
mcb _ мтел.р
апс ц +
AP
2Po V2 Vcp
M
тел.р
где КСц, КТ - коэффициенты, учитывающие уменьшение коэффициента сцепления и силы тяги при увеличении скорости движения от 0 до 100 км/ч (КСЦ = 0,53, КТ = 0,125); АО - величина допуска на разность диаметров кругов катания колесных пар группового привода; КК - относительный коэффициент крипа по характеристике сцепления (КК = 0,028 [17]). При АО = 1-10 3 м, ДМ / Мт = 7,0 % и
= 0,3 [14] квазистатическая нагрузка
Таким образом, расчетное значение квазистатической нагрузки соединительного вала гидропередач тепловоза при работе одного дизеля при ДпСЦ = 0,023, АРТ / 2 РО = 0,1, а^ = = 0,02 и уср = 0,33 в абсолютном выражении равно 11,4-103 Н-м, или 63,0 % от МТЕЛР , что в 2 раза больше, чем в случае одновременной работы двух силовых установок тепловоза.
Заключение
В качестве выводов отметим, что:
1) получен коэффициент использования сцепной массы тепловоза с групповым приводом колесных пар. С увеличением числа колесных пар в групповом приводе растет его значение;
2) разработана математическая модель для определения наибольшего значения вращающего момента, при котором наступает разное боксование группового тягового привода колесных пар локомотива. Учтено влияние стохастической природы сцепления колес с рельсами, колебания кузова в момент трогания с места и во время движения на использование
сцепной массы локомотива с групповым тяговым приводом;
3) уровень динамических нагрузок на элементы группового тягового привода зависит от конструкционных особенностей ходовых тележек, таких как положение реактивных тяг осевых редукторов колесных пар, а также условий эксплуатации - прохода по неровностям железнодорожного пути и скорости движения;
4) квазистатическая нагрузка на соединительный вал между гидропередачами увеличивается в 2 раза при неработающей одной из двух силовых установок тепловоза.
Библиографический список
1. Фуфрянский Н. А. Развитие локомотивной тяги / Н. А. Фуфрянский, А. С. Нестрахов, А. Н. Дол-ганов, Н. Н. Каменев, Э. А. Пахомов ; под ред. Н. А. Фуфрянского, А. Н. Бевзенко. - М. : Транспорт, 1982. - 303 с.
2. Логунов Д. Н. Тепловоз ТГ16 / Д. Н. Логунов, Г. В. Радовский, М. Ф. Химаренко, Ю. И. Доронин и др. - М. : Транспорт, 1976. - 192 с.
3. Обоснование допусков износа деталей колес-но-редукторного блока тепловозов с гидропередачей : отчет о НИР. - Гос. регистрация № 01870055352. -Л. : ЛИИЖТ, 1988. - 75 с.
4. Добрынин Л. К. Уровень динамических нагрузок в трансмиссиях тепловозов с гидропередачами при боксовании / Л. К. Добрынин, В. А. Лысак, Ю. Н. Соколов // Тр. ВНИТИ (Коломна). - 1966. -Вып. 22. - С. 93-101.
5. Сабуров Ф. Ф. Исследование влияния расположения реактивной тяги редуктора колесной пары на динамические нагрузки в элементах группового карданного привода колесных пар тепловоза / Ф. Ф. Сабуров, П. Я. Балцкар // Тр. ЛИИЖТа. -1974. - Вып. 370. - С. 62-74.
6. Балцкар П. Я. Динамические нагрузки в приводе колесных пар тепловоза при движении его по неровностям рельсового пути / П. Я. Балцкар // Тр. ЛИИЖТа. - 1975. - Вып. 386. - С. 88-97.
7. Балцкар П. Я. Взаимодействие группового тягового привода и элементов тележки тепловоза :
дис. ... канд. техн. наук : 05.22.07 / П. Я. Балцкар. -Л. : ЛИИЖТ, 1975. - 169 с.
8. Михалъчук Л. А. Тепловозы ТГМ4 и ТГМ4А. Устройство и работа / Л. А. Михалъчук, В. Н. Логунов, Е. Н. Чебанова и др. - М. : Транспорт, 1982. -287 с.
9. Вербек Г. Современное представление о сцеплении и его использовании / Г. Вербек // Железные дороги мира. - 1974. - № 4. - С. 23-53.
10. Панов Н. И. Тепловозы. Конструкция, теория и расчет : учеб. пособие / Н. И. Панов. - М. : Машиностроение, 1976. - 544 с.
11. Сабуров Ф. Ф. Энергетика перспективного тягового привода / Ф. Ф. Сабуров, В. И. Бахол-дин // Железнодорожный транспорт. -1986. - № 5. -С.36-38.
12. Добрынин Л. К. Динамические нагрузки в трансмиссии тепловоза ТГМ10 / Л. К. Добрынин, В. А. Лысак // Тр. ВНИТИ (Коломна). - 1964. -Вып. 20. - С. 142-169.
13. Результаты динамических испытаний трансмиссий тепловоза ТГМ 10. - Индекс И-27-63 : отчет о НИР. - Коломна : ВНИТИ, 1963. - 79 с.
14. Бородулин И. П. Тепловозы: Основы теории и конструирования : учеб. пособие / И. П. Бо-родулин, Э. А. Пахомов, Г. М. Рудаков ; под ред. В. Д. Кузьмича. - М. : Транспорт, 1982. - 317 с.
15. Вентцель Е. С. Теория вероятностей / Е. С. Вентцель. - М. : Наука, 1969. - 576 с.
16. Розенфельд В. Е. Теория электрической тяги : учебник для вузов ж.-д. транспорта. - 2-е изд. / В. Е. Розенфельд, И. П. Исаев, Н. Н. Сидоров.- М. : Транспорт, 1983. - 326 с.
17. Минов Д. К. Повышение тяговых свойств электровозов и тепловозов с электропередачей / Д. К. Минов. - М. : Транспорт, 1965. - 267 с.
References
1. Fufryanskiy N. A., Nestrakhov A. S., Dol-ganov A. N., Kamenev N. N. & Pakhomov E. A. Raz-vytiye lokomotyvnoy tyagy [Locomotive traction development]. Moscow, Transport Publ., 1982, 303 p. (In Russian)
2. Logunov D. N., Radovskiy G. V., Khymaren-ko M. F., Doronyn Y. I. et al. Teplovoz TG16 [Diesel
locomotive TG16]. Moscow, Transport Publ., 1976, 192 p. (In Russian)
3. Obosnovaniye dopuskov iznosa detaley koles-no-reduktornogo bloka teplovozov s gydroperedachey [Component wear tolerance justification of a wheel-geared block of a diesel locomotive with hydraulic transmission]. Otchet Research report. State registration no. 01870055352. Leningrad, LIIZhT Publ., 1988, 75 p. (In Russian)
4. Dobrynyn L. K., Lysak V. A. & Sokolov Y. N. Uroven dynamycheskykh nagruzok v transmyssiyakh teplovozov s gydroperedachamy pry buksovanii [Dynamic load level in drive shafts of diesel locomotives with hydraulic transmission during slippage]. Proceedings ofVNITI, 1966, issue 22, pp. 93-101. (In Russian)
5. Saburov F. F. & Baltskar P. Y. Issledovaniye vli-yaniya raspolozheniya reaktyvnoy tyagy reduktora kolesnoy pary na dynamycheskiye nagruzky v elemen-takh gruppovogo kardannogo pryvoda kosenykh par teplovoza [The study of jet thrust location effect of a wheelset reduction gear on dynamic loads in group wheelset cardan drive of a diesel locomotive]. Proceedings of LIIZhT, 1974, issue 370, pp. 62-74. (In Russian)
6. Baltskar P. Y. Dynamycheskiye nagruzky v pryvode kolesnykh par teplovoza pry dvyzhenii yego po nerovnostyam relsovogo puty [Dynamic loads in a wheelset driving gear of a diesel locomotive during its movement along the track with irregularities]. Proceedings of LIIZhT, 1975, issue 386, pp. 88-97. (In Russian)
7. Baltskar P. Y. Vzaimodeistviye gruppovogo tyagovogo pryvoda i elementov telezhky teplovoza [The interaction of a group traction drive and diesel locomotive truck components]. Diss. Cand. Sci: 05.22.07. Leningrad, LIIZhT Publ., 1975, 169 p. (In Russian)
8. Mykhalchuk L.A., Logunov V. N., Chebano-
va Y. N. et al. Teplovozy TGM4 i TGM4A. Ustroistvo i rabota [TGM4 and TGM4A diesel locomotives. Con-
struction and functioning]. Moscow, Transport Publ., 1982, 287 p. (In Russian)
9. Verbek G. Sovremennoye predstavleniye o stseplenii i yego ispolzovanii [Modern notion about coupling and its usage]. World railroads, 1974, no. 4, pp. 23-53. (In Russian)
10. Panov N. I. Teplovozy. Konstruktsiya, teoriya i raschet [Diesel locomotives. Construction, theory and calculation]. Moscow, Mashinostroyeniye [Mechanical engineering Publ.], 1976, 544 p. (In Russian)
11. Saburov F. F. & Bakholdyn V. I. Energetyka perspektyvnogo tyagovogo pryvoda [Energy properties of promissory tractive drive]. Railway transport, 1986, no. 5, pp. 36-38. (In Russian)
12. Dobrynyn L. K. & Lysak V.A. Dynamyches-kiye nagruzky v transmissii teplovoza TGM10 [Dynamic loads in transmission of TGM10 diesel engine]. Proceedings of VNITI, 1964, issue 20, pp. 142-169. (In Russian)
13. Rezultaty dunamycheskykh ispytaniy transmis-siy teplovoza TGM10. - Indeks I-27-63: Otchet o NIR [The results of TGM10 diesel locomotive transmission dynamic testing. - Code I-27-63: Research report]. Kolomna, VNITI Publ., 1963, 79 p. (In Russian)
14. Borodulyn I. P., Pakhomov E. A. & Ruda-kov G. M. Teplovozy: Osnovy teorii i konstruirovaniya [Diesel engines: Theory and construction]. Moscow, Transport Publ., 1982, 317 p. (In Russian)
15. Vdentsel Y. S. Teoriya veroyatnostey [Probability theory]. Moscow, Nauka Publ., 1969, 576 p. (In Russian)
16. Rozenfeld V. Y., Isayev I. P. & Sidorov N. N.
Teoriya elektricheskoy tyagy [Theory of electric traction]. 2nd ed. Moscow, Transport Publ., 1983, 326 p. (In Russian)
17. Mynov D. K. Povysheniye tyagovykh svoistv elektrovozov i teplovozov s elektroperedachey [Tractive characteristics boost in electric and diesel locomotives with electric power transmission]. Moscow, Transport Publ., 1965, 267 p. (In Russian)
* КРУЧЕК Виктор Александрович - доктор техн. наук, профессор; ГРИЩЕНКО Александр Васильевич - доктор техн. наук, профессор; ТИТОВА Тамила Семеновна - доктор техн. наук, профессор (Петербургский государственный университет путей сообщения Императора Александра I).
