Тяговые передачи электроподвижного состава железных дорог - Беляев А.И., Бирюков И.В., Рыбников Е.К.

Автор: Беляев А.И. Бирюков И.В. Рыбников Е.К.
Теги: электротехника железнодорожный транспорт железные дороги издательство транспорт подвижной состав тяговые поезда электроподвижность
Год: 1986
Похожие
Железная дорога от А до Я
Инструкция по формированию и содержанию колёсных пар тягового подвижного состава железных дорог колеи 1520 мм
Технический справочник железнодорожника. Том 9. Электроподвижной состав железных дорог
Общий курс железных дорог
Текст
                    И. В. БИРЮКОВ
А.И. БЕЛЯЕВ
Е К.РЫБНИКОВ
ТЯГОВЫЕ
ПЕРЕШИ
ОДЕКТТОПОДВИЖНОЮ
ОЭСИВ4 ЖЫЕЗНЫХ ДОРОГ
МОСКВА ’ТРАНСПОРТ'' 1986
УДК 621.333-23
Бирюков И. В., Беляев А. Ип Рыбников Е. К. Тя-
говые передачи электроподвижного состава железных
дорог. — М.: Транспорт, 1986. — 256 с.
Изложены основы современной теории тяговых
передач, систематизирован опыт их конструирования и
эксплуатации применительно к локомотивам с элект-
рическими тяговыми двигателями, выделены основные
классы тяговых приводов, существенно различающиеся
по кинематическим и динамическим свойствам.
Книга рассчитана на работников, связанных с про-
ектированием, эксплуатацией и ремонтом электропод-
вижного состава. Рекомендована Главным управлением
учебными заведениями МПС в качестве учебного посо-
бия студентам вузов железнодорожного транспорта.
Ил. 134, табл. 9, библиогр. 55 назв.
Кингу написали: главы 1, 2, 5, § 8.1—8-2 — д-р
техн, наук И. В. Бирюков; гл. 3 — доктора техн, наук
И. В. Бирюков н А. И. Беляев; гл. 4 — канд. техн,
наук Е. К. Рыбников; гл. 6, 7 — И. В. Бирюков и
Е. К. Рыбников; главы 9, 10 — А. И. Беляев.
Рецензент канд. техн, наук Н. Н. Каменев
Заведующий редакцией Н. В. Зенькович
Редактор И. К. Петушкова
к 3602030000-380	??
049(01)-86	©Издательство «Транспорт», 1988
ОТ АВТОРОВ
Тяговая передача современного локомотива представляет
собою сложный узел, работающий в специфических условиях,
существенно отличающихся от условий работы не только стаци-
онарных передач, но и передач нерельсовых транспортных
средств.
Недостаточная теоретическая разработанность этих вопросов
привела к тому, что пока еще не установилась упорядоченная
система взглядов на выбор схем и параметров тяговых передач,
которые обеспечивали бы создание надежного в эксплуатации
тягового привода. Преобладал подход, базирующийся на исполь-
зовании конструкций и методов расчета, применяемых в других
отраслях техники, т. е. не полностью учитывались условия рабо-
ты рельсового подвижного состава. В результате до сих пор
привод остается узлом, ненадежно работающим в эксплуатации.
В последние годы появилось большое количество разнообраз-
ных проектов и реализаций тяговых передач как отечественных,
так и зарубежных. Для того чтобы можно было различить, что
в этом потоке предложении заслуживает внимания, а что нет,
необходимо иметь систему критериев оценки свойств конструкций
тяговых передач.
Рост числа публикаций по проблемам, связанным с тяговыми
передачами, свидетельствует о том, что они не остались вне поля
зрения ученых и инженеров. Однако нельзя не отметить, что сре-
ди важнейших узлов локомотива тяговая передача — один из
немногих, еще не получивших достаточно полного систематиче-
ского освещения с единых методологических позиций. Авторы,
много лет занимающиеся теоретическими и экспериментальными
исследованиями в области тягового привода локомотивов и мо-
торных вагонов, попытались восполнить этот пробел и изложить
в систематизированном виде результаты своих исследований и
опыта ведущих проектно-конструкторских, исследовательских и
производственных коллективов, работающих в области совершен-
ствования локомотивных тяговых передач. Авторы сочли возмож-
ным не повторять детальное описание существующих конструк-
ций, которое читатель без труда найдет в инструкционных книгах,
учебной и технической литературе, посвященной тяговому по-
движному составу конкретных типов.
В книге рассмотрен лишь подвижной состав, имеющий элек-
трические тяговые двигатели, как доминирующий в современном
локомотивостроении. Особое внимание уделено углубленному
анализу условий работы основных частей тягового привода, ди-
намических явлений в передаче как важнейших факторов, опре-
деляющих ее долговечность, эффективным мерам по улучшению
условий работы передачи, устойчивым тенденциям, характеризу-
ющим основные пути совершенствования конструкции, технологии
содержания и ремонта тягозых передач, Рассмотрен также ряд
перспективных направлений совершенствования тяговых передач;
предлагаемые решения обоснованы теоретически, подтверждены
результатами моделирования и натурного эксперимента.
Сравнительные расчеты различных типов тяговых передач,
выполненные на базе научно обоснованных мсхапо-математиче-
ских моделей, дают возможность наглядно сопоставить отдельные
варианты тяговых приводов в одинаковых условиях и продемон-
стрировать их особенности, достоинства или недостатки. Приве-
денные методы расчетов и некоторые справочные материалы по-
зволяют проводить основные расчеты, выполняемые при конст-
руировании новых или модернизации существующих элементов
тяговых передач: зубчатых колес, муфт, валопроводов, подшип-
ников и др.
Рассматривая свою работу как одну из первых попыток обоб-
щения теоретических и практических знаний о тяговых передачах
с единых методологических позиций, авторы отчетливо сознают,
что недостаточная изученность ряда вопросов не позволяет пре-
тендовать на исчерпывающе глубокую проработку всех затрону-
тых вопросов.
Авторы выражают глубокую признательность работникам
Рижского вагоностроительного завода (РВЗ), Рижского филиала
Всесоюзного научно-исследовательского института вагонострое-
ния (РФ ВНИЙВ), Всесоюзного научно-исследовательского теп-
ловозного института (ВНИТИ), Всесоюзного научно-исследова-
тельского института электровозостроения (ВЭлНИИ), Мытищин-
ского машиностроительного завода (ММ3), Всесоюзного научно-
исследовательского института железнодорожного транспорта
(ВНИИЖТ), Московского института инженеров железнодорож-
ного транспорта (МИИТ) и. многим другим проектировщикам,
конструкторам и исследователям, многолетние творческие контак-
ты с которыми способствовали успешному проведению исследова-
ний, результаты которых нашли отражение в данной книге. Особо
признательны авторы кандидатам техн, наук С. Д. Крушеву,
Н. В. Львову, X. Г. Усманову, А. И. Козыреву, предоставившим
в их распоряжение ряд материалов, а также заведующему лабо-
раторией ВНИИЖТа канд. техн, наук Н. Н. Каменеву — рецен-
зенту рукописи за ценные критические замечания и советы.
Отзывы и замечания по книге, которые будут приняты с бла-
годарностью, просим направлять по адресу: 103064, Москва, Ба-
сманный туи., 6а, изд-во «Транспорт».
1
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ТЯГОВОМ ПРИВОДЕ
С ЭЛЕКТРИЧЕСКИМ ДВИГАТЕЛЕМ
§ 1.1. ТЯГОВЫЙ ПРИВОД КОЛЕСНОГО РЕЛЬСОВОГО ТРАНСПОРТА
Общие положения. Тяговый привод транспортного средства —
это комплекс устройств, служащих для преобразования энергии
некоторого вида в работу по преодолению сопротивления движе-
нию. Непосредственное преобразование энергии в работу выпол-
няет исполнительный орган привода — движитель транспортного
средства.
В состав электропривода, где преобразуемой является элек-
трическая энергия, кроме движителя, входит тяговая передача
(трансмиссия), тяговый (исполнительный) двигатель, преобра-
зовательные и регулирующие устройства (рис. 1.1).
Тяговый двигатель служит для преобразования электрической
энергии в механическую и в силу этого входит в состав как элек-
трической, так и механической части.
Тяговая передача обеспечивает передачу потока мощности от
тягового двигателя к движителю. Тяговая передача — основной
элемент механической части привода. Она, как правило, является
сложным механизмом, требующим значительных затрат при про-
изводстве, эксплуатации и ремонте, а развивающиеся в ней дина-
мические явления отличаются высокой интенсивностью и их по-
следствия могут приводить к снижению надежности локомотива
в целом.
Преобразовательные и регулирующие устройства служат для
преобразования получаемой от источника электрической энергии
в вид, требующийся для выбранного тягового двигателя, и регу-
лирования потока мощности. Поскольку в данной книге рассмат-
ривается только механическая часть тягового привода, в дальней-
шем под термином «тяговый привод» будем понимать именно ее.
Традиционный тяговый подвижной состав железных дорог
имеет привод, в котором в качестве движителя используется
колесо. Уже в этом заложены противоречия, накладывающие
ограничения на параметры и конструктивные решения ряда эле-
ментов тягового привода н локомотива в целом. Действительно,
такой движитель реализует силу тяги в месте контакта колеса
Нсианичсская часть прцЗсда
I источник 1 \ПР'е6розсЗат!т \\ тягоВый" ~\\	11 ^.„..-Z”!
[анергии f~|	|-|#Л^[-| п^ача |-|№^ |
Злснгприческоя части npuecia
Рис. 1.1. Структурная схема тягового привода
и рельса. Предельное значение ее определяется фрикционными
свойствами элементов контактирующей пары и силой прижатия
«х друг к другу. Поэтому обязательным условием для реализа-
ции значительных тяговых усилий является передача от колеса
на рельс большой статической нагрузки. Практически это выпол-
няется путем передачи колесу функции опорного элемента и
повышения массы локомотива до уровня, обеспечивающего необ-
ходимые силы прижатия колес к рельсу. Негативные последствия
такого решения очевидны — увеличение бесполезно перевозимой
массы, повышение массогабаритных показателей ходовых частей,
включая колесные пары, и, что особенно неблагоприятно для
привода, неизбежность для его важнейшего элемента — движи-
теля отслеживать в пространстве траекторию опорного элемента,
которая в силу несовершенств пути никогда не бывает прямоли-
нейной. Вследствие этого возникают динамические процессы во
всей системе привода. Способствует динамическому нагружению
привода и то, что колесная пара выполняет функции направля-
ющего элемента локомотива, а следовательно, непосредственно
взаимодействует с путем и в поперечном направлении.
Как это часто бывает при многоцелевом использовании одного
конструктивного элемента, параметры колесной пары, отвечаю-
щие требованиям оптимальности с позиций выполнения функций
опорного элемента, как правило, не соответствуют параметрам,
оптимальным с позиций выполнения функций элемента тягового
привода. На .практике доминируют первые.
Таким образом, уже в исходных предпосылках рассматривае-
мый тяговый привод несет в себе «врожденные» недостатки, что
делает весьма сложной задачу создания надежного долговечного
узла. Не случайно поэтому схемы и конструкции тягового приво-
да непрерывно изменяются, совершенствуются и в то же время
он зачастую остается одним из наиболее уязвимых узлов.
Этих недостатков частично или полностью лишены колесно-
рельсовые транспортные средства, в которых разделены опорный
элемент и движитель: экипажи с линейным двигателем (он же
играет роль движителя), с двигателем в виде воздушного винта
или реактивного сопла, вагоны фуникулеров, моторные вагоны
зубчато-реечных железных дорог. К сожалению, перечисленные
виды колесно-рельсового транспорта не обладают рядом преиму-
ществ классической системы с колесом в качестве движителя и
не могут конкурировать с ней, за исключением ограниченного
ряда частных случаев.
Основные элементы тяговой передачи. Тяговая передача, как
указывалось выше, передает поток мощности от вала тягового
двигателя (ТД) к колесной паре (КП), которые можно рассмат-
ривать соответственно как входной и выходной валы механизма
передачи. Положение КП в компоновочной схеме экипажа одно-
значно определено ее опорными и направляющими функциями,
вал ТД может иметь ряд вариантов расположения. Не останавли-
ваясь на причинах выбора того или иного варианта, отметим,
что они могут отличаться двумя основными признаками:
подрессорен или неподрессорен относительно колесной пары
основной силовой несущий элемент, воспринимающий нагрузку
от массы двигателя;
ориентацией геометрических осей вала тягового двигателя и
оси КП; оси могут быть соосными, параллельными, непараллель-
ными пересекающимися и непараллельными непересекающимися.
Двигатель, размещенный на подрессоренных частях тележки
или на кузове, может перемещаться относительно колесной пары;
чтобы передать вращения в условиях взаимных перемещений от-
дельных элементов передачи, необходимы подвижные соедини-
тельные муфты. Если двигатель опирается непосредственно на
ось колесной пары, необходимость в муфте отпадает.
При несоосности геометрических осей вала двигателя и колес-
ной пары необходим редуктор, который может быть выполнен
как 'цилиндрический, конический или гипоидный в зависимости
от того, параллельны или непараллельны оси, а если непарал-
лельны, то пересекаются они или нет. В последнем случае воз-
можно комбинированное решение — цилиндрический плюс кони-
ческий редуктор.
Таким образом, передача может, кроме вала тягового двига-
теля и колесной пары, включать в себя подвижные соединитель-
ные муфты — тяговые муфты и редукторы.
Все названные элементы соединяются друг с другом непосред-
ственно или при значительном удалении друг от друга — вало-
проводами.
Условия работ и требования, предъявляемые к тяговым пере-
дачам. Условия работы тяговой передачи определяются тремя
основными группами факторов.
Первая группа факторов связана с выполнением
основного целевого назначения тягового привода — преобразо-
вание и передача потока мощности от источника энергии к дви-
жителю. При этом основные показатели, определяющие нагрузку
элементов передачи, непостоянны по абсолютному значению и
во времени. В зависимости от режима ведения поезда мощность,
реализуемая приводом, тяговый момент и частота вращения мо-
гут изменяться в широких пределах. Так, в момент трогания по-
езда зубчатая передача работает в режиме, типичном для так на-
зываемых «тихоходных» передач — низкие частоты вращения,
большие передаваемые вращающие моменты. При движении на
максимальных скоростях режим работы зубчатой передачи при-
7
ближается к типичному для «быстроходных» передач. Все это
затрудняет выбор оптимальной геометрии зуба, типа смазки и т. д.
Кроме того, в процессе работы тяговой передачи возможно
изменение направления вращения и направления потока мощно-
сти. Первое наблюдается при изменении направления движения
экипажа, второе — при переходе от тяги к электрическому тор-
можению. Последовательная работа зуба то в режиме ведомого,
то в режиме ведущего затрудняет, в частности, приработку его
боковых поверхностей.
Вторая группа факторов обусловлена использовани-
ем одного из элементов привода — движителя в качестве опор-
ного и направляющего элемента экипажа, В связи с этим неиз-
бежно большее или меньшее число связанных с движителем эле-
ментов тягового привода и прежде всего тяговой передачи, под-
вержены вибрациям в вертикальном и поперечном направлениях,
задаваемым колесной паре рельсовым путем.
Третья группа факторов связана с климатическими
условиями. Диапазон температур, при которых работают желез-
ные дороги Советского Союза, пересекающие практически все
климатические пояса страны, характеризуется следующими дан-
ными:
абсолютные минимумы до —54°С, средний многолетний мини-
мум до —47°С (Северо-Сибирский климатический район), абсо-
лютный максимум +55°С, средний многолетний максимум
+50°С (Средне-Азиатский климатический район). Непосредст-
венная близость таких источников тепла, как тяговый двигатель
и тормозные устройства, а также собственное выделение тепла,
может существенно увеличивать верхний уровень рабочих темпе-
ратур тяговой передачи.
Длительная работа подвижного состава и пути в условиях
низких температур типична для абсолютного большинства кли-
матических районов Советского Союза. Как известно, в этих ус-
ловиях повышается вертикальная жесткость пути. Степень уве-
личения жесткости в первую очередь зависит от конструкции
верхнего строения пути, типа балласта, его загрязненности, глу-
бины промерзания как балласта, так и основания пути. Глубина
промерзания определяется не только абсолютными температура-
ми, но и продолжительностью периода с отрицательными средне-
суточными температурами.
В условиях Западной Европы и США, например, возможны пе-
риодические похолодания до —10ч—15°С, но вследствие их
кратковременности путь не успевает промерзать па значительную
глубину. По уровню отрицательных |температур, длительности
холодного времени года и по распространению песчаного балла-
ста, резко меняющего свои свойства при загрязнении, отечест-
венные железные дороги находятся в неблагоприятных условиях,
способствующих повышению вертикальной жесткости пути на
участках большой протяженности, Конструкция верхнего строе-
ния пути (как правило, широкое применение тяжелых рельсов,
в
железобетонных шпал, недостаточное распространение рель-
совых подкладок высокой гибкости) и в летних условиях имеет
высокие показатели вертикальной жесткости. В зимних усло-
виях жесткость пути возрастает по сравнению с летними в
3—4 раза.
Ухудшению условий работы подвижного состава способствует
также более высокий уровень вертикальных неровностей пути,
обусловленный особенностями конструкции его верхнего строения.
На большинстве дорог Западной Европы принято укладывать
стыки «вразбежку» на правой и левой нитях пути. В этом случае
стыковая неровность носит односторонний характер и возмуще-
ния, приведенные к плоскостям расположения зубчатых колес и
опорно-осевых подшипников, оказываются всегда значительно
меньше тех, которые действуют на колесо. На дорогах Советско-
го Союза принята укладка стыка по наугольнику. Сочетание
значительных вертикальных неровностей и большой жесткости
пути приводит к высоким кинематическим возмущениям, переда-
ваемым на элементы ходовых частей, в том числе — на тяго-
вую передачу.
Таким образом, подвижной состав советских железных дорог
эксплуатируется в значительно более тяжелых условиях, чем в
странах Западной Европы, что усложняет создание надежного
тягового привода. Опыт проектирования и постройки высокона-
дежных тяговых приводов в странах Западной Европы нельзя
использовать без учета специфических условий отечественных
железных дорог.
Вода, снег, пыль, содержащие значительное количество абра-
зивных и химически активных частиц, постоянно присутствуют
в микроатмосфере, окружающей элементы передачи, а значи-
тельные перепады давления, вызванные аэродинамическими яв-
лениями при движении на больших скоростях, способствуют их
проникновению во внутренние полости. Кроме того, тяговая пе-
редача является одним из немногих узлов локомотива, плохо
поддающихся визуальному контролю не только в движении, но
и на стоянке. Постоянный рост мощности тягового привода при
сохранении габаритных ограничений, диктуемых шириной колеи
пути и диаметром колес локомотива, привел к созданию конст-
рукций с высокой степенью использования материалов и запол-
нения отводимого пространства, что в свою очередь затрудняет
возможности сенсорного (зрительного, акустического — «на слух»
и т. д.) контроля.
Таким образом, тяговые передачи работают в исключительно
сложных условиях, несоизмеримо более трудных, чем большинст-
во передач не только стационарных, но и применяемых на мно-
гих других транспортных средствах.
Требования, предъявляемые к тяговым передачам в этих
условиях, носят в основном эксплуатационный характер. Основ-
ное из них сводится к обеспечению высокой безотказности в ра-
боте, так как тяговая передача не резервируется и отказ ее прак-
9
тически приводит к отказу локомотива, а следовательно, к невы-
полнению графика движения поездов.
Вместе с тем при конструировании тяговой передачи обеспе-
чение безопасности не может достигаться любой ценой, необхо-
димо учитывать и экономические показатели, исходя из чего
стремятся снизить уровень потерь энергии, материалоемкость
и трудоемкость при обслуживании и ремонте. Передача должна
обладать высоким к. п. д., так как через нее проходит весь поток
полезной мощности локомотива. Приемлемыми считаются кон-
структивные и технологические решения, обеспечивающие высо-
кую ремонтопригодность, контролепригодность, унификацию и нор-
мализацию узлов и деталей.
Для разработчика важным следствием сказанного является
ориентация на сокращение числа преобразований потока мощно-
сти, что всегда сопряжено с потерями энергии, а также по воз-
можности отказ от использования в механизмах передач подвиж-
ных соединений с поверхностным трением, у которых необходи-
мо смазывать и периодически восстанавливать трущиеся поверх-
ности.
Требования снижения трудоемкости, энергоемкости и матери-
алоемкости предъявляются и на стадии производства передачи.
Иногда они могут войти в противоречие с эксплуатационными
требованиями, при этом доминирующее значение имеют эксплу-
атационные требования, так как в силу длительности периода
эксплуатации они определяют общую технико-экономическую
эффективность локомотива.
§ 1.2. ЭВОЛЮЦИЯ КОНСТРУКЦИЙ ТЯГОВОГО ПРИВОДА
Вал электродвигателя совершает вращательное движение, ко-
торое значительно проще преобразбвать во вращательное движе-
ние колесной пары, чем возвратно-поступательное движение
поршня парового двигателя. Этот факт был одним из основных
доводов в пользу создания локомотивов с электродвигателем.
Особенно заманчивой выглядела идея создания безредукторного
тягового привода, в котором якорь двигателя насажен непосред-
ственно на ось колесной пары. При этом предельно проста кине-
матическая схема передачи, так как валы двигателя и движите-
ля — это ось колесной пары. В последнем десятилетии прошлого
века было создано несколько конструкций такого рода.
Так, на первых электровозах Лондонской подземной железной
дороги (1889 г.) был применен тяговый привод (рис. 1.2) с яко-
рем 5, насаженным на ось 2 колесной пары / и статором 4, жест-
ко опирающимся на буксы 3. При этом нет необходимости в ре-
дукторе и муфте, а соосность якоря и полюсной системы позво-
ляет иметь постоянный и небольшой магнитный зазор. От этой
схемы пришлось отказаться из-за того, что полная неподрессорен-
ность тягового двигателя постепенно приводит к разрушению как
10
Рис. 1.2. Первая серия электровозов типа 2А+2А Лондонской подземной
железной дороги
«го самого, так и пути. Более удачным было применение более
чем на 80 электровозах фирмы «Дженерал Электрик» (США,
1906 г.) системы, в которой якорь был насажен на ось, а двух-
полюсный статор закреплен жестко на подрессоренных частях
локомотива. Статор мог перемещаться вертикально относительно
якоря на величину деформаций рессорного подвешивания, что
обусловило применение двигателя в двухполюсном исполнении
и не позволило создать магнитную систему с оптимальным по-
люсным зазором. Кроме того, якорь оставался совершенно неза-
щищенным от вибраций,
Одновременно предпринимались попытки создать безредук-
торный привод с полностью подрессоренным тяговым двигателем.
Для этого пришлось отделить вал двигателя от оси колесной
пары: он был выполнен в виде полого вала якоря. с зазором
охватывающего ось. Для передачи вращающего момента от вала
двигателя на перемещающуюся относительно него ось колесной
пары потребовалось применить тяговые муфты. Одними из пер-
вых приводами этого типа были оснащены электровозы трехфаз-
ного тока венгерской фирмы «Ганц» (1902 г.) и электровозы для
линии Нью-Йорк — Нью-Хавен фирмы «Вестингауз-Болдуин»
(1907 г.). На первых применялась рычажно-поводковая муфта,
на вторых — пружинная, Полное подрессоривание двигателя по-
зволило поднять скорость электровоза до 140 км/ч. Однако и
такой привод практически не нашел дальнейшего применения
вследствие трудности получения высоких значений силы тяги,
особенно необходимых для грузовых локомотивов, и невозмож-
ности применения двигателей с высокой частотой вращения,
имеющих высокие удельные технико-экономические показа-
тели.
Введение в передачу понижающего редуктора позволило при-
менить более быстроходные двигатели, которые развивают в
и
Рнс. 1.3. Быстроходный электровоз серии ЕР 235 с одним тяговым двигателем
2, двумя наклонными шатунами 3, ложными промежуточными валами / н спар-
ником 4
существующих габаритах большую мощность; в результате резко
увеличилась сила тяги.
Простейшим, позволяющим к тому же в рамках одноступен-
чатой передачи иметь наибольшее передаточное отношение, явил-
ся привод с опорно-осевым подвешиванием тягового двигателя,
который получил значительное распространение уже в начале
этого столетия. Однако вследствие низкого уровня развития эле-
ктромашиностроения оказалось невозможным вписать в подва-
гонный габарит двигатели мощностью более 250—330 кВт.
Наличие развитой паровозостроительной промышленности,
для которой производство шатунно-кривошипных передач локо-
мотивов рамного типа не представляло трудностей, подталкива-
ло конструкторов к созданию группового тягового привода. Элек-
тромашиностроение того времени обеспечивало при переходе
с четырех тяговых двигателей по 330 кВт на один мощностью'
4x330 кВт снижение удельной массы на 1 кВт в 2 раза.
Появившиеся в 20-х годах в США и ряде европейских стран
электровозы с одним-двумя тяговыми двигателями, установлен-
ными в кузове, и шатунно-кривошипной передачей (рис. 1.3)
имели значительно лучшие технико-экономические показатели и
мощность при той же нагрузке на ось, более высокие сцепные:
качества, чем аналогичные локомотивы с индивидуальным приво-
дом. Вместе с тем не удалось устранить органичные пороки кри-
вошипно-шатунного механизма — большие колебания и динами-
ческие нагрузки, вызываемые неуравновешенностью передаточно-
го механизма, высокие требования к уходу и регулировке.
Дальнейшее развитие электромашиностроения, совершенство-
вание технологии изготовления зубчатых передач позволило
создать достаточно надежный индивидуальный тяговый привод,,
способный конкурировать с групповым. К тому же групповой
привод с шатунно-кривошипным передаточным механизмом сдер-
живал переход на появившиеся локомотивы тележечного типа.
12
В результате к 40-м годам этого столетия электроподвижной
состав был снова переориентирован на индивидуальный привод
и в основном на использование простейшей схемы с опорно-осе»
вым тяговым двигателем; в большинстве случаев большое зубча-
тое колесо имело упругий венец.
Послевоенные годы были отмечены постепенным освоением
все больших единичных мощностей локомотивов и ростом макси-
мальных скоростей движения, что вызвало необходимость сниже-
ния неподрессоренных масс, в том числе и за счет элементов
тягового привода, обеспечения защиты последнего от возросших
динамических воздействий пути.
Дальнейшая эволюция — разработка и использование на
серийных локомотивах конструктивных решений для привода
с опорно-рамным тяговым двигателем.
В середине 60-х годов французские локомотивостроители вновь
вернулись к идее группового привода (но уже применительно
к тележечному локомотиву), в котором связь между отдельными
колесными парами осуществляется с помощью зубчатых передач.
Это направление, позволяющее использовать более высокие еди-
ничные мощности тяговых двигателей, снизить йх число на ло-
комотиве, улучшить сцепление и сосредоточить массы в центре
тележки с целью уменьшения ее воздействия на путь, стало
определяющим для французского локомотивостроения. Его при-
держиваются специалисты ряда стран (Япония, Испания, Ита-
лия), оснащающие парк локомотивами с одномоторными тележ-
ками, Вместе с тем не везде опыт создания и использования ло-
комотивов такого типа себя оправдал.
Появление в последнее десятилетие скоростных электро- и
турбопоездов с электрической передачей, рассчитанных на ско-
рости, значительно превышающие 200 км/ч, потребовало даль-
нейшего облегчения тележки, в результате чего появились кон-
струкции, предусматривающие размещение тягового двигателя
на раме кузова.
К 80-м годам сформировалась, в основном благодаря работам
советских ученых [2, 26, 27, 37, 44, 49, 51], теоретическая база
для обоснования путей совершенствования механической части
тягового привода, подтвержденная широкими экспериментальны-
ми исследованиями. Тем не менее задача создания надежной,
не требующей особого ухода в эксплуатации и простой в произ-
водстве тяговой передачи еще не может считаться полностью
решенной.
СРАВНЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ СВОЙСТВ
ТЯГОВЫХ ПРИВОДОВ
НА ОСНОВАНИИ КИНЕМАТИЧЕСКОГО АНАЛИЗА
§ 2.1. ДИНАМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ИНДИВИДУАЛЬНЫХ ТЯГОВЫХ
ПРИВОДОВ С РАЗОМКНУТОЙ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ ЦЕПЬЮ
Исходные положения научной классификации. Имеется ряд
работ, в которых в явном виде или косвенно с различных позиций
проводится классификация тяговых приводов в целом или тяго-
вых передач электроподвижного состава. Среди них следует от-
метить работы, посвященные современным типам приводов:
А. Гюга, проф. Д. К- Минова, кандидатов техн, наук А. А. Ша-
цилло, В. Н. Хлебникова, проф. В. Б. Меделя, кандидатов техн,
наук Д. Д. Захарченко, Н. Я. Биндера и др. В этих работах нет
обоснования существенности и определяющего характера приня-
тых оснований деления. Поэтому существующие классификации
не отвечают требованиям, предъявляемым к естественным клас-
сификациям.
Общим для большинства классификаций является одно осно-
вание деления — степень подрессоренности тягового двигателя.
Следует признать, что это существенный признак, отражающий
условия работы двигателя в целом. Условия работы основных
элементов тягового привода в нем отражаются в меньшей степе-
ни и критерии для их оценки не сформулированы.
Рассмотрим один из возможных вариантов классификации
тяговых приводов, увязанной с их динамическим совершенством
как одним из главных условий обеспечения высокой надежности.
Назначение тягового привода — создание и передача на ко-
лесную пару тягового момента, по существу статического. Кро-
ме статической (полезной) составляющей, в процессе движения
локомотива появляется динамическая составляющая. Она явля-
ется вредной и возникает из-за недостатков способа регулирова-
ния мощности двигателя, кинематического несовершенства схе-
мы или конструкции тяговой передачи и ряда других причин.
К вредным нужно отнести также динамические нагрузки, вызван-
ные переменными ускорениями корпуса тягового двигателя и ре-
дуктора. Передачу тягового момента с большим успехом можно
было бы осуществить при отсутствии динамических нагрузок,
т. е. в стационарных условиях. Поэтому представляется целесо-
образным в качестве критериев для оценки динамических качеств
14
системы привода принять отличие действительных условий рабо-
ты его основных элементов от идеальных стационарных.
Идеальные стационарные условия работы характеризуются
отсутствием динамических сил, действующих на корпус тягового
двигателя и редуктора, отсутствием динамических составляющих
тягового момента и его реакций, соосным расположением веду-
щих и ведомых валов, а следовательно, отсутствием относитель-
ных перемещений шарнирных элементов компенсирующих уст-
ройств (муфт). Учитывая это, для оценки динамического совер-
шенства тягового привода целесообразно принять следующие
критерии: степень защищенности тягового двигателя от динами-
ческих сил; то же для тягового редуктора; степень защищенности
кинематической цепи, передающей вращение, от динамических
моментов; уровень относительных угловых перемещений шар-
нирных элементов муфт.
В качестве количественных мер динамического совершенства
с точки зрения выбранных критериев можно взять соответствен-
но: ускорение центра масс тягового двигателя 2ДВ; то же корпуса
редуктора 2Р; динамический момент на валу якоря тягового дви-
гателя Ма; угол закручивания шарнирных элементов муфт 4е.
Основной причиной появления высоких динамических усилий,
действующих на тяговый двигатель и редуктор, является взаи-
модействие ходовых частей локомотива с путем в вертикальном
направлении; поэтому при оценке привода по первым двум кри-
териям ограничимся сравнением соответствующих вертикальных
ускорений как доминирующих составляющих. Вместе с тем кри-
терии оценки совершенства привода, являющиеся динамически-
ми категориями, и их количественные меры — динамические
показатели не могут выступать в роли основания для деления
понятия «тяговый привод».
За основание для деления этого понятия необходимо принять
схемный признак, однако такой, который однозначно определяет
схему относительно принятых динамических критериев, Сравним
достоинства и недостатки различных схем привода, пользуясь их
исходными схемами, не имеющими упругих элементов, посколь-
ку назначение последних в большинстве случаев сводится к ча-
стичной компенсации кинематического несовершенства, присуще-
го схеме как таковой.
Первый критерий — степень защищенности тягового двигате-
ля от воздействия динамических сил. Хотя анализ соответствия
требованиям первого критерия заслуживает детального рассмот-
рения, ограничимся достаточно очевидным утверждением, что
двигатель плохо защищен от воздействия вертикальных динами-
ческих сил в тех системах привода, где он опирается на ось колес-
ной пары (опорно-осевой) и достаточно защищен при опирании
на подрессоренную часть тележки или кузова (опорно-рамный)'.
Таким образом, по этому критерию при классификации следует
15
выделять в одну группу вое тяговые приводы, имеющие опорно-
осевые двигатели, а в другую — опорно-рамные.
Второй критерий — степень защищенности редуктора от воз-
действия динамических сил. Аналогично будем считать плохо
защищенным от вертикальных динамических сил редуктор, опи-
рающийся на ось колесной пары, и хорошо защищенным — уста-
новленный на тележке или кузове (опорно-рамный).
Третий критерий — степень защищенности кинематической
цепи, передающей вращение, от динамических моментов. Анализ
удобно вести для условий режима движения с постоянной скоро-
стью при постоянном электромагнитном моменте двигателя.
В этом случае суммарный момент на валу тягового двигателя
do
М-М,+-£-1я,	(2.1)
где М9 — электромагнитный момеят на валу якоря тягового двигателя;
/я — момент инерции якоря относительно его оси вращения;
Шя — частота вращения якоря.
Введем понятие передаточного отношения привода 1*як как от-
ношения частот вращения якоря двигателя е)я и колесной пары
шк:
<2-2)
Частота вращения колесной пары
Uk = p//?k.
(2.3)
где v — скорость движения локомотива;
Як — радиус колеса по кругу катания.
Для случая o=const и отсутствия эксцентриситета колеса,
т. е. при i?K=const> можно записать
+ (2-4>
Таким образом, переменная (динамическая) составляющая
момента является функцией изменения передаточного отноше-
Рис. 2.1. Кинематическая схема пла-
нетарного зубчатого механизма (а)
и его план скоростей (б)
ния системы тягового привода
электроподвижного состава.
Если iBK=const, то Л4—
т. е. вредное влияние динамиче-
ских моментов устранено и тя-
говый привод является совершен-
ным по третьему критерию. В
действительности величина 1ЯК
непостоянна, различна для раз-
ных систем привода и является
функцией многих переменных.
Определим ее для некоторых ос-
новных схем приводов.
В приводе с опорно-осевым
двигателем система передачи мо-
жет быть представлена в виде
трехзвенного зубчатого механнз-
16
ма (рис. 2.1), который в силу наличия двух степеней подвижности
является дифференциальным. Роль водила, т. е. элемента, несу-
щего ось подвижной шестерни, здесь выполняет корпус двигателя.
Из приведенных на рис. 2.1 кинематической схемы и плана скоро-
стей механизма можно получить:
+ (1 + ч _ „
где а®2 — частота вращения шестерни относительно оси О 2’,
v°2 — линейная скорость оси шестерни относительно оси Oi;
v°* — линейная скорость точки С зубчатого колеса относительно оси Oi;
г — радиус шестерни:
Шда — частота вращения корпуса двигателя относительно оси Ot;
R — радиус начальной окружности большого зубчатого колеса;
uj1 — частота вращения зубчатого колеса относительно оси Oil
и — передаточное число зубчатой пары.
Тогда передаточное отношение цепи якорь — колесная пара
1як, равное передаточному отношению механизма редуктора и,?,
имеет вид
“ + (1 + “) "И •	<2• S)
Как видно из этого выражения, передаточное отношение тако-
го механизма переменно и зависит не только от соотношения
радиусов зубчатых колес и, но и от отношения а>м/(о°г
Влияние подвижности корпуса редуктора на значение пере-
даточного отношения, характеризуемое вторым членом выраже-
ния, определяется множителем, стоящим перед дробью, — пере-
даточным числом и„ от корпуса редуктора, как водила планетар-
ного механизма к шестерне.
Для одноступенчатого редуктора, имеющего колеса внешнего
зацепления,
«п - 1 4-«.
Несложно показать, что для аналогичного редуктора с кони-
ческими колесами ип=и, для двухступенчатого цилиндрического
редуктора (или редуктора с промежуточной шестерней), имею-
щего внешнее зацепление, ип—и—1. В последнем случае при
и=1 подвижность в пространстве корпуса редуктора не оказы-
вает влияния на его передаточное отношение.
Для рассматриваемого случая можно определить rf1 как 2 vID*
a —как первую производную по времени от угла поворота <рулв
корпуса тягового двигателя относительно оси (рис. 2.2):
17
Pec. 2.2. Кинематическая схема и расположение векторов скоростей точек креп-
ления опорно-осевого тягового двигателя с поперечным расположением вала
якоря:
D— центр масс подрессоренных частей тележки: Е— центр масс двигателя; F— центр
масс колесной пары; А — точка опоры тягового двигателя на кронштейн рамы тележки:
О — ось колесной пары; AD—1, — расстояние от центра масс тележки до кронштейне
двигателя; ОА=1 база подвешивания двигателя; ООг=Ц — централь редуктора
Первая производная угла поворота корпуса двигателя
Ъдв="Г^П2’т-гн + *п'Рхт-*пТхн] COS 1 - /jCOSCf + eJfyJ, (2.6)
где Лдв — база опирания двигателя;
г , гн ~ СКОР°СТЬ вертикального перемещения соответственно тележки и колес-
. ной пары;
Фу1 _ скорость галопирования тележки;
Фдт1 <Рхн — СК°Р°СТИ б°к°вой качки соответственно тележки и колесной пары;
b„, b'n — расстояние по оси у соответственно от центров масс тележки и ко-
лесной пары до продольной вертикальной плоскости, проходящей
через подвеску двигателя;
7,	a, Zi — величины на рис. 2.2.
Тогда
- Zj cos (7 + а) ?УТ].	(2.7)
1В
Подставив в выражение (2.4) значение i«K из уравнения (2.7),
получим
-ч -л1.+[(>, ->,+».	?,„) из 1 -
-6СО5(Т + а)?ут].	(2.8)
Отсюда следует, что динамический момент можно резко умень-
шить, приближая угол у к л/2; однако при этом вся масса дви-
гателя передается на колесную 'Пару, увеличивается ускорение
его центра масс, которое достигает при у=п/2 значения верти-
кальных ускорений колесной пары; возрастает и неподрессорен-
ная масса. Для современного э.п. с., имеющего двигатели боль-
шой мощности и массы, это неприемлемо.
Таким образом, в приводе с опорно-осевым тяговым двигате-
лем и опорно-осевым редуктором может быть частично удовлет-
ворено требование одного критерия — третьего, да и то путем
неприемлемого увеличения ускорения корпуса тягового двигателя,
а следовательно, и увеличения его динамических нагрузок.
Рис. 2.3. Кинематическая схема и расположение векторов скоростей точек креп-
ления опорно-осевого тягового двигателя с продольным расположением вала
якоря:
Ьп — расстояние от продольной оси симметрии тележки до центра масс подрессоренной
части тележки; — расстояние от продольной осн симметрии тележки до центра масс
колесной пары; остальные обозначения те же. что на рис. 2.2
19
Аналогична разобранному случаю схема с опорно-осевым
тяговым двигателем и опорно-осевым коническим редуктором
(рис. 2.3).
Рассматривая план скоростей конического опорно-осевого-,
редуктора аналогично тому, как это было сделано ранее для
цилиндрического редуктора, можно показать, что
Величина <рдв определяется выражением (2.6).
Привод с опорно-осевым редуктором и опорно-рамным двига-
телем (рис. 2.4) имеет кинематическую схему передачи, схожую
с предыдущей; отличием является то, что роль водила в диффе-
ренциальном планетарном механизме передачи играет корпус
редуктора и последовательно включены два механизма передач»
вращательного движения: планетарный зубчатый механизм и му-
фта. С учетом этого
Г	(1+ц)Р	.	-1
'як - '1.2 'и К) = '•„ (“я)	+--2-^ J 
где (шя) — передаточное отношение механизма муфты.
Первая производная угла поворота редуктора
- ту[( + ‘а	1 - “s <1 + “) Ъ,] 
где б’, Ь„ — расстояние между двумя продольными вертикальными плоскостями,
проходящими соответственно через центр масс колесной пары (тележ-
ки), и плоскостью подвески редуктора.
Момент на валу якоря
s+^7l dl + dl 27+
Из этого выражения следует, что в общем случае по третьему
критерию привод с опорно-осевым редуктором и опорно-рамным
двигателем имеет худшие динамические свойства, чем привод
с опорно-осевым двигателем, так как, вообще говоря, /м(шя)4= 1, а
-	0. Если можно принять /м(а,)=»1, то
м ~ мэ + /в (1 + и) уур.	(2.9)
Однако и в этом случае при прочих равных условиях динами-
ческий момент на валу якоря будет больше, чем в системе с опор-
но-осевым двигателем, так как база Lp подвешивания редуктора
по конструктивным соображениям всегда меньше, чем база ЬЛВ
подвешивания двигателя.
20
Рис. 2.4. Кинематическая схема и расположение векторов скоростей точек креп-
ления опорно-осевого редуктора:
Правда, как и в системе с опорно-осевым тяговым двигателем,
не исключена возможность снижения переменной составляющей
передаточного отношения в результате приближения значения
угла у к л/2. Принимая у = л/2, приходим к схеме с горизонталь-
ной реактивной тягой, для которой
/яа + °)
М = Л<9 +----д----- fjCOS а<рут .
21
Вид Б
Рис. 2.5. Кинематическая схема и расположение векторов скоростей точек креп-
ления опорно-рамного редуктора и двигателя:
Угловое ускорение редуктора при этом
.. I,
Схема с горизонтальной реактивной тягой особенно эффек-
тивна, если центр масс тележки расположен выше оси колесной
пары на величину Lp, в этом случае а=0, ?и₽=0 и динами-
ческие моменты в приводе отсутствуют.
Выражения для передачи с опорно-осевым коническим
редуктором и опорно-рамным двигателем аналогичны получен-
ным для случая опорно-осевого двигателя с той лишь разницей,
что в них вместо базы двигателя Ддв входит база редуктора Lp.
В приводе с опорно-рамными двигателем и редуктором
(рис. 2.5) корпус редуктора жестко связан с рамой тележки или
составляет ее часть, поэтому передаточное отношение можно выра-
зить, как
'«<1 + '
а момент на валу якоря тягового двигателя
-(« + D-5A'
22
Поскольку в выражение	частота вращения колесной
пары Юк входит в явном виде, влияние кинематического несовер-
шенства муфты в приводе, имеющем опорно-рамный редуктор,
будет меньше, чем в рассмотренных ранее схемах, так как
(1)к<©я.
В случае если кинематическое совершенство муфты таково,.
ЧТО £м(шк) можно принять, равным 1,
+	+“)?„•	(2.10>
Сравнивая выражения (2.8), (2.9) и (2.10), можно видеть, что
последняя система, если iM(&)x) близко к 1, имеет явные преиму-
щества перед предыдущими, поскольку <рут.сруд8<<рур и, таким об-
разом, отвечает требованиям третьего критерия.
Как следует из проведенного анализа, степень динамического
совершенства передачи связана только частично с размещением
двигателя и редуктора. Решающим признаком, определяющим на-
гружение передачи динамическим моментом, является степень не-
посредственной связи угла поворота якоря двигателя с составля-
ющей возмущения, которая характеризуется наиболее высоким
уровнем скоростей и ускорений. Применительно к обычному рель-
совому транспорту такой составляющей является вертикальное
перемещение колесной пары.
В связи с этим основанием для деления понятия «тяговый
привод» по степени нагружения передачи динамическими момен-
тами должно служить наличие прямой кинематической связи по-
ворота якоря двигателя с вертикальным перемещением точки оси
колесной пары, находящейся в плоскости редуктора. Низкий уро-
вень моментов достигается при выполнении условия —-=0.
Вследствие последовательного включения двух кинематических
пар (колесная пара — корпус редуктора и корпус редуктора —
якорь двигателя) это условие можно представить в виде
<4. <%>
или, что то же самое,
(2.11>
Условие выполняется при равенстве нулю любой из двух
ных производных выражения (2.11).
Как было показано ранее, первый сомножитель может
не равен нулю только в случае приводов с опорно-осевыми редук-
торами. При горизонтальном расположении реактивной тяги и в
этом случае он становится равным нулю. Второй сомножитель за-
част-
быть.
23
висит от схемы редуктора и в отдельных случаях может прибли-
жаться к нулю или быть ему равным. Следовательно, ио значе-
нию динамического момента в передаче можно различить три су-
щественных и определяющих схемных признака, которые могут
быть использованы в качестве оснований для деления понятия
«тяговый привод»: наличие опорно-осевых редукторов (признак
совпадает с признаком деления по второму критерию); отличие
угла наклона реактивной тяги к горизонтали от 0° — реактивная
тяга, горизонтальная или негоризонтальная; степень приближения
к нулю величины ип — передаточного числа от корпуса редукто-
ра к малой шестерне.
Четвертый критерий — относительные угловые перемещения
шарнирных элементов муфт. Очевидно, что по этому критерию
можно сравнивать только тяговые передачи с опорно-рамными
тяговыми двигателями, в которых возникает потребность введе-
ния устройств, компенсирующих изменение расстояния и наруше-
ние параллельности между осями колесной пары и тягового дви-
гателя.
Не останавливаясь на всем разнообразии конструкций муфт,
отметим, что их можно разделить на две группы: 1-я — механиз-
мы, в которых элементы шарнирного соединения ведущего вала
с промежуточным звеном и последнего с ведомым валом распо-
ложены в одной плоскости; 2-я — механизмы, в которых шар-
нирное соединение ведущего вала и промежуточного звена рас-
положено в одной плоскости, а промежуточного звена и ведо-
мого вала — в другой.
К 1-й группе можно отнести рычажно-шарнирные (поводко-
вые) муфты различных типов (Альстом. Эрликон и т. д.). В этих
механизмах параллельное смещение ведомого и ведущего валов
осуществляется поворотом поводков, связывающих валы с проме-
жуточным звеном (плавающей шайбой), в поперечной плоскости,
перпендикулярной оси вращения. Введем для обозначения этих
муфт термин муфты поперечной компенсации.
К 2-й группе относятся шарнирные механизмы различных
типов с промежуточным валом, в качестве которых используют-
ся модификации шарнира Гука (передача заводов Шкода, пере-
дача типа Жакмен), кулачковые элементы (передача вагонов мет-
ро типов Д и Е), гибкие диафрагмы, пластины и оболочки (пе-
редача фирм «Броун-Бовери», «Сешерон», завода РВЗ), зубчатые
муфты (передача японских скоростных электропоездов, ASEA, пе-
редачи тепловозов ТЭ-136, 2ТЭ-121), шарнирные поводки (пере-
дача фирмы «Сименс») и т. д. В этих механизмах параллельное
смещение ведущего и ведомого *валов осуществляется в резуль-
тате поворота звена, играющего роль промежуточного вала, в
продольной плоскости, проходящей через оси вращения валов.
Введем для обозначения этих муфт термин муфты продольной
компенсации.
Тяговая муфта должна предусматривать возможность переда-
чи вращения при относительных перемещениях соединяемых ва-
24
лов по пяти координатам; все эти перемещения оказывают влия-
ние на работу шарнирных узлов, однако доминирующими явля-
ются расцентровка — параллельное смещение осей ведущего и ве-
домого валов, вызванное вертикальными колебаниями экипажа,
и угловое смещение в поперечной к оси пути плоскости, вызван-
ное боковой качкой надрессорного строения и неподрессоренных
частей.
В первом приближении максимальный угол коаксиального
закручивания шарниров муфт за один оборот для муфт 1-й
группы
Фгпах! = */('„ Кк)’
где Л' — величина расцентровки муфты;
1ч — длина поводка муфты;
— корректирующий коэффициент, зависящий от кинематики механизма
муфты; для наиболее распространенных муфт типа Альстом и Эрли-
кон, а также для муфты А. И. Кравченко кк= 1; для уравновешенной
шарнирно-поводковой муфты В. Н. Перепелкина кв=2;
для муфт 2-й группы
Фта«2 =	+ Фо1
где It — длина промежуточного вала муфты;
фо — угол между ведомым и ведущим валами.
Применительно к муфтам 2-й группы под углом ф будем по-
нимать угол закручивания фиктивного шарнира, определяемый
пересечением осей двух примыкающих друг к другу валов. В слу-
чае исполнения полумуфт по схеме шарнира Гука или его моди-
фикаций (передачи Шкода, Жакмен, кулачковая муфта вагонов
метро и др.) реальный угол коаксиального закручивания шарни-
ров равен фиктивному. Возможны конструкции лолумуфт, в ко-
тором это равенство не соблюдается, Так, при использовании в
качестве шарнирного узла муфты продольной компенсации груп-
пы из нескольких поводков с шарнирным закреплением по кон-
цам (для обеспечения устойчивости положения конца промежу-
точного вала их должно быть не менее трех) максимальное зна-
чение угла коаксиального скру- чивания радиально ориентиро- ванного шарнира (рис. 2.6) ” гш Фтах =	• где — радиус, определяющий поло- жение центра 0 шарнира про- межуточного вала; In — длина поводка. Сравнительная оценка углов поворота шарнирных элементов муфт для приводов различных типов. Для привода с опорно-	8 6- 1	। С фСР'Х а ,э '	1 Рис. 2.6. Определение угловой де- формации радиально ориентирован- ного шарнира при величине расцея- тровки N
25
осевым редуктором и опорно-рамным двигателем из кинемати-
ческой схемы, приведенной на рис. 2.4, можно вывести величины
вертикальных Дв и горизонтальных Дг относительных смещений
концов валов шестерни и якоря двигателя (табл. 2.1).
Полная величина расцентровки муфты
К-|/’(2а,)2 + (24г)!.	(2.12)
Вторым параметром, определяющим угол поворота шарнира
муфты, является длина поводка или промежуточного вала муфты.
Для муфт 1-й группы (рис. 2.7> схема а) длина поводка за-
висит от принятой кинематической схемы и радиальных габа-
ритов муфты, диаметр которой DH не должен превосходить 0,75—
0,8 диаметра двигателя из соображений удобства компоновки и
монтажа. У большинства современных шарнирно-рычажных муфт
длина поводка составляет 0,25—0,3£>м. Увеличение диаметра муф-
ты на стороне высокой частоты вращения сдерживается также
центробежными силами, которые, учитывая тенденцию к приме-
нению тяговых двигателей с высокой частотой вращения, могут
угрожать прочности конструкции.
Длина промежуточного вала в муфтах 2-й группы может су-
щественно меняться в зависимости от принятой схемы. Здесь мо-
гут быть четыре варианта:
1.	Для размещения муфты используется пространство между
тяговым двигателем и редуктором (рис. 2.7,6).
Таблица 2.1
Изменяемая координата	Вертикальная составляющая Дв	Горизонтальная составляющая Дг
	гт^1 — -~_COS 7 cos ej	zT COS 7 sin 0 £P
Ът	Ът[ Za COSf-ZjCOS (a-H)X	<рут |" Zg sin p — lx COS (a + 7) x
	x cos e ]	X Sin 0 Я,ш I
	LpJ	
?хт		^cosisme
гн	cosTsmectg?	cos 7 sin 6 £p
	n	. a<n
?хн	'PxH^cos1sinectS5 -	?XH ^-T cos 7 sin e p
	-ТхнС^п-М	
26
При этом длина промежуточного вала
".-2 V	<2-13>
где В — расстояние между внутренними гранями бандажа колесной пары;
6да — аксиальный размер двигателя;
6ред — аксиальный размер редуктора;
— аксиальный размер шарнира;
6Н —наружный аксиальный зазор между внутренней гранью бандажа и близ*
лежащей деталью привода;
8В — внутренний аксиальный зазор (между вращающимися и неподвижными
элементами привода).
Вариант реализован в тяговых приводах электропоездов мет-
рополитена серии Е и магистральных дорог серии ЭР1.
2.	Для размещения промежуточного вала используется полый
вал малой шестерни (рис. 2.7, в). При этом
'в2 = *-*д.-*ш-2»и-Ч-	(2-14)
Вариант реализован в тяговых приводах дизель-поездов серии
HST английских железных дорог.
3.	Для размещения промежуточного вала используется полый
вал тягового двигателя (рис. 2.7, г). Тогда
',3 = В-4рел-*ш-2*н-*в.	(2.15)
Вариант реализован в тяговых приводах электровозов ЧС4,
ЧС2, ЧСЗ, ЧС7, а также на электровозах шведской фирмы ASEA.
4.	Для размещения промежуточного вала используются полые
валы тягового двигателя и шестерни (рис. 2.7. д). При этом
-2»я.	(2.16)
При вынесении шарниров за пределы габаритов колесной па-
ры длина промежуточного вала может быть увеличена до раз-
мера
(2.17)
Углы закручивания фиктивных шарниров муфт соответственно
со стороны двигателя и шестерни:
Ф/ = ni!bi Ф; = Ж! + ?«
В приводе с опорно-рамным подвешиванием двигателя и ре-
дуктора относительные перемещения возникают между большим
зубчатым колесом и осью колесной пары: устанавливаемая меж-
ду ними муфта получает соответствующую расцентровку, величи-
на которой может быть получена из кинематической схемы
рис. 2.5.
Вертикальные Дв и горизонтальные Дг составляющие величи-
ны расдентровки большого зубчатого колеса и оси колесной пары
27
Таблица 2.2
Изменяемая координата	Вертикальная составляющая	Горизонталь- ная состав- ляющая А-	Изменяемая координата	Вертикальная составляющая	Горизонталь- ная состав- ляющая дг
z	г.	0	Ухн		0
	гн	0	Ът		0
	<РУТ 1 COS а	<pyT/sina			
в плоскости установки шарниров муфты со стороны редуктора
приведены в табл. 2,2.
Полная величина расцентровки валов в плоскости расположе-
ния шарниров муфты со стороны редуктора будет определяться
по формуле (2,12),
Как видно из выражений относительных смещений, в этой
группе тяговых передач возможности снижения величины рас-
центровки муфты путем выбора рациональной геометрии переда-
чи весьма ограничены и могут быть реализованы только умень-
шением расстояния от плоскости муфты до продольной оси те-
лежки. При использовании муфт поперечной компенсации угол
закручивания шарниров в плоскости муфты
Ф =
Длина поводка муфты, как уже говорилось, ограничена диа-
метром муфты DM.
При использовании муфт продольной компенсации величина
расцентровки определяется из тех же выражений, а угол закру-
чивания фиктивных шарниров
где — угол закручивания шарниров, связывающих зубчатое колесо с промежу-
точным валом;
<|>, - то же для шарниров, связывающих промежуточный вал с колесной
парой.
Длина полого промежуточного вала /в может быть различной
в зависимости от положения двух плоскостей расположения шар-
ниров. Независимо от того, применен цилиндрический или кони-
ческий редуктор, возможны варианты, приведенные на рис. 2.8.
Длина полого промежуточного вала соответственно будет опре-
деляться выражениями (2.13) — (2.17).
Схема (рис. 2.8, в) реализована в тяговых приводах электро-
возов SB 9004, ВВ 9200, ВВ 9400, ВВ 15000 (Франция) и ла опыт-
ном электровозе ВЛ40 (СССР), схема (рис. 2.8. г) использована
в тяговых приводах электровозов СС 21000, СС 6500 (Франция),
на опытных электровозах ВЛ 81-001, ВЛ 84-001 (СССР), а также
на электровозе Е 120 с асинхронными тяговыми двигателями для
28
Рис. 2.7. Кинематические схемы при
различных компоновках тяговых при-
водов с опорно-рамным двигателем и
опорно-осевым редуктором
Рис. 2.8. Кинематические схемы при
различных компоновках тяговых
приводов с опорно-рамными двига-
телем и редуктором
железных дорог ФРГ. Схема (рис. 2.8,д) применена на электро-
возе Е 103 железных дорог ФРГ.
Использование одних и тех же выражений для расчета полых
валов при муфтах как 1-го, так и 2-го типа отражает общий под-
ход к схемам с такими валами на стороне двигателя (сторона
высокой частоты вращения) и колесной пары (сторона низкой
частоты вращения). Абсолютные значения ди, да, Ьш, bptllj Ьда
для того и другого вариантов могут в общем случае различаться.
В схемах с большей длиной промежуточного вала соответст-
венно меньше углы поворота шарниров, а следовательно, по чет-
вертому критерию они являются бол&е совершенными.
Для сравнения эффективности различных вариантов муфт по
величине угла закручивания шарниров ф воспользуемся зависи-
мостями угла ф (рис. 2.9) от длины промежуточного вала (сече-
ния 1—5) или поводков (сечение t>) для всех перечисленных ва-
риантов муфт опорно-осевого (сечения 1—6) и опорно-рамного
(сечения Г—6') редукторов, рассчитанными для параметров те-
лежки и привода электропоезда ЭР22. Как следует из кривых, по-
ложительное влияние оказывает увеличение длины промежуточ-
ного вала до 1000—1200 мм; дальнейшее увеличение длины может
Рис. 2.9. Зависимости угловых деформаций шарнирных элементов муфт от длин
промежуточного вала:
30
оказаться бесполезным или даже вредным ввиду роста составля-
ющей Ьк1рхт. Схемы рис. 2.7, бив будем называть вариантами с
«коротким промежуточным валом», а схемы рис. 2,7 г, д — «с
длинным промежуточным валом».
Начиная с варианта рис. 2.7, в, углы закручивания всех муфт
продольной компенсации становятся меньше 0,05 рад, что обычно
допустимо по условию долговечности шарниров. Передачи со схе-
мой варианта рис. 2.7, б имеют приемлемые углы поворота шар-
ниров только при опорно-осевом редукторе с вертикальной реак-
тивной тягой. В муфтах с поперечной компенсацией значения уг-
лов поворота шарниров большие, чем при всех муфтах продоль-
ной компенсации,-кроме варианта рис. 2.7, а.
Таким образом, существенным и определяющим признаком
для классификации привода по значению относительных угловых
перемещений шарнирных элементов муфт является соответствие
величин расцентровок муфт длинам их промежуточных элемен-
тов. Неудовлетворительным является сочетание большой величи-
ны расцентровки с малой длиной промежуточных элементов
муфт.
Большие расцентровки муфт свойственны всем приводам с
опорно-рамными редукторами и приводам с опорно-осевыми ре-
дукторами, имеющими горизонтальные реактивные тяги. Малую
длину промежуточных элементов имеют муфты поперечной ком-
пенсации и муфты продольной компенсации с коротким промежу-
точным валом.
Исходя из сочетания перечисленных качеств можно дать клас-
сификацию базовых вариантов индивидуальных приводов с одно-
сторонними передачами, не имеющими упругих элементов. По
степени динамического совершенства все приводы целесообразно
разбить на три класса:
класс I — с опорно-осевыми двигателями и редукторами; вы-
сокий уровень всех основных динамических показателей;
класс II — с опорно-рамными двигателями и опорно-осевыми
редукторами; в зависимости от конкретной схемы приводы этого
класса могут приближаться по динамическим свойствам к приво-
дам класса I или III;
класс III — с опорно-рамными двигателями и редукторами;
наиболее благоприятные динамические показатели.
Производные схемы, в которых применены упругие элементы
в цепях, передающих вращающий момент и реакцию тягового
момента, следует относить к соответствующему классу передач,
так как упругие элементы не устраняют причин вллиикплпсния
динамических усилий и моментов, а лишь могут ори опреде-
ленных условиях частично улучшить динамические свойства при-
вода вследствие изменения его частотных характеристик.
Как видим, возможно создать приводы (класса III), име-
ющие низкие динамические нагрузки всех основных элементов,
применив рациональную кинематическую схему и не прибегая к
использованию упругих связей.
31
§ 2.2.	ОСОБЕННОСТИ НАГРУЖЕНИЯ ТЯГОВЫХ ПЕРЕДАЧ
С ЗАМКНУТЫМИ КИНЕМАТИЧЕСКИМИ ЦЕЛЯМИ
Замкнутые кинематические цепи свойственны групповым тя-
говым приводам и индивидуальным с двусторонней передачей.
В механизмах с замкнутыми кинематическими цепями могут быть
избыточные связи [44], превращающие их в статически неопреде-
лимые системы. В таких системах изменение геометрических ха-
рактеристик звеньев может вызывать появление нагрузок типа так
называемых «блуждающих» моментов и их реакций.
Величины моментов определяются деформацией звеньев и их
жесткостью
где Ch — эквивалентная жесткость механизма, приведенная к некоторому зве-
ну k;
Д д — деформация механизма, приведенная к тому же звену.
Чтобы определить величину деформации, рассечем замкнутый
контур передачи и оценим взаимное смещение рассеченных по-
верхностей, задав малые перемещения по всем обобщенным коор-
динатам механизма. В сущности, воспользуемся модификацией
метода С. А. Попова для определения существования избыточных
связей [44]. Рассмотрим четыре типичных случая:
1.	Двусторонний индивидуальный тяговый привод класса I
(с опорно-осевым двигателем).
2.	Двусторонний индивидуальный тяговый привод класса III
(с опорно-рамным тяговым двигателем и редуктором).
3.	Групповой привод класса II (с опорно-осевыми редуктора-
ми и опорно-рамным двигателем).
4.	Групповой привод класса III (с опорно-рамным подвешива-
нием редукторов и двигателя).
Двусторонний индивидуальный привод класса (. Для рассмат-
риваемого привода (рис. 2.10) с односторонней передачей
^Тв = (1 + «)4ур-и4 <?н,
где фя — угол поворота якоря двигателя;
<рв — то же оси колесной пары, с которой связано большое зубчатое колесо
рассматриваемой передачи;
фР — угол поворота редуктора относительно оси колесной пары;
и — передаточное число зубчатой пары.
Рассекая вал якоря в сечении А—А (рис. 2.10, а), можно по-
лучить для каждой из половин:
*	= d + ui)d ?Р1 “ “id <?нр
Оя2 = (1 +“2)d?P2-a2d<?H2'
Вследствие кинематической погрешности в реальном зубчатом
зацеплении
«г = “о + S	+
32
где I — индекс стороны колесной пары (г — 1 или I = 2);
и0 — расчетная постоянная составляющая передаточного отношения (переда-
точное число идеального зубчатого зацепления);
Ojj — коэффициенты разложения в ряд гармонических составляющих переда-
точного отношения
qolj — фазы соответствующих составляющих.
Оценим приведенную к валу якоря деформацию через ее диф-
ференциал при задании малых перемещений по всем обобщен-
ным координатам системы
d д« = d T«i - d ^2-
где <ря] и оя2 — углы поворота концов вала якоря, прилегающих к плоскости се-
чения Л—Л с двух сторон.
Полагая начальное смещение зубчатых колес равным нулю,
получим
2—1210
+ «0)d<PPi-(l +«D)*?p2+ 2 aiJsln<-/<f»i +Wd’₽i”
J-i
- 2 a2i S'n U <P„2 + W d ft2 - U0 d ^Kl + “0 d ?H2 -
7-1
-2 ai>5in^'fKl-W d ?H1 +S a2jSiaUfH2+^d,f«2- <2A3>
J-l	J=i
Для рассматриваемого привода:
V-pi = 4 ?Р2 = d,?Hl=ii'PH2 = 'i'fH-
где фд» — угол поворота двигателя относительно осн колесной пары.
Тогда уравнение (2.18) приводится к виду
2 п
4Ая = ^?дв-^?н)2 S az;sin</?H +?ооН-1)г •
1-Х j-\
Отсюда следует, что поскольку в общем случае требование
</фдв=</фн не может быть удовлетворено, условие отсутствия де-
формации вала, а значит, и ликвидации вредных последствий
избыточных связей можно записать в виде
2 2 «ч51пУТн1 + Тм/)(-1)' -0.	(2.19)
/=1 /»1
Это требование может быть выполнено либо при отсутствии
кинематических погрешностей зубчатого зацепления, либо при их
равенстве для левой и правой стороны привода, что неосуще-
ствимо.
Двусторонний индивидуальный привод класса III. Так как ре-
дуктор и муфта включены последовательно (рис. 2.10,$), для
рассматриваемого привода
dcf„l = [(l +“i)’i'₽pj	(2.2°)
Примем
“/-"о+ 2	+
'и/“1 + ДМ?г ?2......Чп. <7,. ?2.?«)•
где Д0(?г ?2.........?л) — переменная составляющая передаточного отно-
шения муфты;
q ... , qn, q q2, ..., qn — обобщенные координаты и их производные,
влияющие на передаточное отношение муфты.
34
Подставив выражения uf и iMi в уравнение (2.20), можно по-
лучить после некоторых преобразований выражение деформации
вала якоря и записать условие, при котором она не возникает:
{2 2(	+ ("о+ Ъ2 <h.............+
2 n	]
+ 22 alj Sin <' fnl + W Ml (?1- ?2....(“ 1) J W <Fp + ^ ?к) +
+ 2	....<4=0-	(2.21)
1=1
Сравнивая выражения (2.21) и (2.19), можно видеть, что ус-
ловие отсутствия погрешности зацепления, будучи необходимым,
не является достаточным для предотвращения возникновения
блуждающих моментов в рассматриваемом приводе; оно должно
быть дополнено условием отсутствия кинематических погрешно-
стей муфт или абсолютного совпадения их по значению и фазе
2 д li(4v ......?я)(-1)'	=о.
Групповой привод с опорно-осевыми редукторами и опорно-
рамным двигателем. Для привода такого типа (рис. 2.10,а), в
котором последовательно включены муфты и два редуктора (рам-
ный осевой), имеющие угловую подвижность в продольной вер-
тикальной плоскости,
X
dt [I dt 1 dt J
* <2-22)
где U/ — передаточное отношение зубчатых колес осевого редуктора;
Upt — передаточное отношение зубчатых колес рамного редуктора;
<ркр, _ угол поворота большого зубчатого колеса рамного редуктора.
Поскольку качественно влияние кинематических погрешностей
зацепления и муфт в групповом приводе подобно рассмотренному
ранее (см. с. 33—34), для упрощения выкладок примем:
= и = const; “р|““р = const; 1ы1 = /и = 1.
В индивидуальном двустороннем приводе эти условия являют-
ся необходимыми и достаточными для предупреждения появле-
ния блуждающих моментов. Оценим, являются ли эти условия
достаточными для группового привода рассматриваемого типа.
Раскрыв уравнение (2.22) и произведя ряд преобразований с
учетом того, что
= (О +
35
можно получить
2
d A, = 2	(1 + "p) Id + ")* ?р( - ?ут - "p Zm {(1 + ")rf ?p/ -
-'^?Hd2}(-l)' •	(2.23)
Из выражения (2,23) видно, что рассматриваемые условия не
являются достаточными для устранения негативных последствий
избыточных связей в групповом приводе с опорно-осевыми редук-
торами. К ним должны быть добавлены условия, обеспечивающие
следующее равенство:
[(1 + ") d ?р1 - « *?Hi) = Id + ")d Ур2 - “ d ?н2]-	(2-24)
Это ВОЗМОЖНО При <рН1(0==Ри2(0 И ?Р1(О = ?Р2(О-
Поскольку
d f-Kl v	V
—	=	л	•
dt	Rmi + 2 bisi"+ ?0l)
первое дополнительное условие может быть записано в виде
2 ^о. + 22//>1»(^.' + ^)]<-1>‘	<2-2=>
где Rwl — среднее значение радиуса колеса t-й колесной пары по кругу катания;
q>oy — амплитуда и фаза У-й гармоники неровности на поверхности колеса.
До сих пор все переменные, входящие в выражения диффе-
ренциала деформации ^Дя> носили периодический характер, что
приводило к периодическому же характеру самой величины Дя.
В отличие от сказанного различие средних значений радиусов ка-
тания J?ok< приведет при интегрировании выражения (2.25) к по-
явлению нарастающей деформации Дя, которая в реальных усло-
виях будет ограничиваться вследствие периодического проскаль-
зывания колес при достижении «блуждающими моментами» зна-
чений, предельных по сцеплению для данных условий движения.
Известно, что
d	~d2l + i b'n~d Ч„ »S 1 (-1)' -
—d cpyjJjCosta-H)}.
Тогда второе дополнительное условие можно представить в
виде
2	О^тАпК0^-1)'	cos (a+i)) X
X(-l)' =0.
(2.26)
36
Поскольку в общем случае dzHI =£ — dzH2 и d <рЛН1 Ф — d <рЖн2,
равенство (2.26) может быть обеспечено только, если cos-y=0,
т. е. при горизонтальной реактивной тяге редуктора.
Групповой привод с опорно-рамными редукторами и двигате-
лем (рис. 2.10, г). Если выполняются два первых необходимых
условия, достаточно обеспечить соблюдение только одного допол-
нительного условия (2.25), поскольку второе (2.26) удовлетворя-
ется автоматически, так как d <ppl = d срр2 = ^Ут.
Результаты сравнения. При прочих равных условиях наиболее
подвержен дополнительным нагрузкам в замкнутой кинематиче-
ской цепи групповой привод с опорно-осевыми редукторами.
Для устранения в нем возможности возникновения «блужда-
ющих» моментов необходимо, чтобы отсутствовали или были пол-
ностью идентичны по амплитуде и фазе кинематические погреш-
ности зубчатого зацепления и тяговых муфт в двух параллельных
ветвях привода, форма круга катания колеса не отклонялась от
круговой концентрической; осевой редуктор был связан с рамой
тележки горизонтальной реактивной тягой.
Для группового привода с опорно-рамными редукторами тре-
буется выполнение трех первых условий, для двустороннего ин-
дивидуального того же типа —- двух первых, а для двусторонне-
го с опорно-осевым двигателем — только первого условия. Если
эти условия не выполняются, учитывая некоррелированность пе-
речисленных кинематических погрешностей элементов привода,
при прочих равных условиях можно ожидать больших дополни-
тельных динамических нагрузок от «блуждающих» моментов в
тех приводах, где число кинематических пар, составляющих замк-
нутую цепь, больше.
§ 2.3. КЛАССИФИКАЦИЯ ТЯГОВЫХ ПРИВОДОВ
ПО ИХ ДИНАМИЧЕСКИМ СВОЙСТВАМ
С учетом соображений, высказанных выше, можно предложить
классификацию групповых и индивидуальных тяговых приводов
исходя из их динамических свойств. Все множество тяговых при-
водов разделено на группы по ряду признаков (рис. 2.11).
]-й признак — степень развития замкнутого контура кинема-
тической цепи привода, включающая в себя три градации по ви-
доизменению этого признака:
индивидуальный привод с односторонней передачей (разом-
кнутая кинематическая цепь);
индивидуальный привод с двусторонней передачей (кинемати-
ческая цепь замкнута через контур зубчатых колес и в случае
привода класса Ш — через муфты);
групповой привод (кинематическая цепь замкнута через кон-
тур зубчатых передач, муфты, колесные пары и рельсовый путь).
Этот признак является существенным, поскольку, как показа-
но ранее, в замкнутой кинематической цепи могут возникать
37
Тяговые приводы tic
с электрическим тяговым двигателем
г-.,——„вля	I I Икдивидцолыт! с [ I 1<идивидуальный с
Групповой привой I двусторонней передачей^ [ однасторенней передаче'.
Сонорно-осевым двигателем -----------1--------] С опорно-рамным двигателем,
С муертоми продольной компенсации
6 | С муртани поперечной .компенсации
71 С коротким промежуточным валон I | С длинным промежуточным валом
Рис. 2.1 J. Классификация тяговых приводов подвижного состава по их дина-
мическим свойствам:
ВТ — вертикальная реактивная тяга; ГТ — горизонтальная реактивная тяга
дополнительные динамические нагрузки, зависящие от кинемати-
ческих погрешностей звеньев. Увеличение числа звеньев, включен-
ных в замкнутую цепь, повышает возможность появления более
высокого уровня суммарных кинематических погрешностей в цепи.
2-й и 3-й признаки — степень подрессоривания соответствен-
но корпусов двигателя и редуктора, определяющая их располо-
жение: на оси или на раме тележки (кузова).
4-й признак — степень связи поворота централи редуктора в
пространстве (одна из основных форм возмущения для крутиль-
ных колебаний системы привода) с наиболее развитой формой
колебания колесной пары — ее вертикальным перемещением.
Этот признак характеризует степень возмущения крутильных ко-
лебаний, потенциальную возможность их развития. Лучшей в
этом отношении является схема с опорно-рамным редуктором, худ-
шей — с опорно-осевым редуктором и вертикальной реактивной
тягой.
5-й признак — чувствительность привода к возмущениям, вы-
зываемым крутильными колебаниями; он характеризует, в ка-
кой степени возмущения, заданные корпусу редуктора, могут
быть переданы основной колеблющейся массе привода — якорю-
двигателя. Лучшим и по этому признаку являются приводы с пе-
38
редаточным числом редуктора, как у планетарного механизма (от
корпуса к шестерне), ип=0 или иа близко к нулю, Принципиаль-
ная возможность снижения ип до нуля существует в цилиндриче-
ских двухступенчатых редукторах и одноступенчатых с промежу-
точной шестерней; приближение к нулю легче осуществляется в
них же, а также в конических редукторах. Цилиндрические одно-
ступенчатые редукторы по этому признаку имеют наихудшие по-
казатели. В безредукторном приводе всегда цп=1, что и опреде-
ляет его положение в классификации — между приводами с
коническими редукторами, где обычно un>2. и с цилиндрически-
ми двухступенчатыми, где ип может быть равно нулю.
Анализ выражений динамических моментов в передаче подт-
верждает, что 4-й и 5-й признаки являются существенными и оп-
ределяющими.
6-й и 7-й признаки связаны с динамическими условиями рабо-
ты шарнирных узлов муфт. Классификация по 6-му признаку яв-
ляется исчерпывающей для муфт с поперечной компенсацией,
так как радиальные размеры муфты, определяющие в значитель-
ной мере углы закручивания шарниров, имеют жесткие габарит-
ные ограничения. Для муфт с продольной компенсацией необхо-
дима дополнительная классификация по длине промежуточного
вала, так как его размеры могут широко изменяться, что создает
совершенно различные условия работы шарнирных узлов муфт.
Длины промежуточных элементов муфт входят в выражения уг-
лов закручивания шарниров (см. с. 25); это подтверждает, что
6-й и 7-й признаки также являются существенными и определя-
ющими.
Предложенная классификация отвечает требованиям полноты
и чистоты, так как каждое деление проведено по одному основа-
нию, члены деления исключают друг друга, являются ближайши-
ми видами делимого понятия, и объем всех членов деления рав-
няется объему делимого понятия.
Поскольку выбранные основания деления являются сущест-
венными и определяющими, классификацию можно считать есте-
ственной. Использованный принцип выбора основания деления по
видоизменению признака закладывает в классификацию инфор-
мацию о степени динамического совершенства той или иной схе-
мы привода. Виды конструктивных решений располагают в схеме
классификации слева направо в соответствии с нарастанием по-
ложительных качеств. Положение справа от осевой линии на схе-
ме свидетельствует о преобладании положительных качеств у
привода данного вида относительно остальных по данному осно-
ванию деления.
Классификация с единых позиций по уровню динамических на-
грузок, а следовательно, косвенно и по долговечности распростра-
няется на основную часть схем классических тяговых приводов,
имеющих движитель в виде колеса. Она включает в себя 180
возможных вариантов схем и может быть продолжена в части
дальнейшей классификации схем собственно муфт.
39
Поскольку уже испытано некоторое количество муфт, доста-
точно работоспособных и одновременно обладающих низким
уровнем кинематических погрешностей, различия в динамических
нагрузках привода, вызываемые особенностями муфт, не явля-
ются определяющими и поэтому не обязательно должны быть от-
ражены в классификации, исходящей из динамических крите-
риев.
Для грубой количественной оценки уровня кинематического
совершенства схемы привода на основании предлагаемой класси-
фикации можно вывести условный обобщенный показатель ее ди-
намического совершенства (ПДС). Для этого каждому конструк-
тивному решению, находящемуся на схеме рис. 2.11 в крайнем
правом положении, в каждой группе признаков присваивается
высший балл 1, крайнему левому — 0, а промежуточным — 0,5
(при трех решениях), 0,33 и 0,67 (при четырех решениях). Обоб-
щенная оценка ведется по среднему баллу, Вычисленные таким
Таблица 2.3
Грузовые электровозы ВЛ80, ВЛ10,
ВЛ60
Тепловозы ТЭЗ, 2ТЭ10Л
Пассажирские электровозы ЧС1, ЧС2,
ЧС4 и тепловоз 2ТЭ121
Тепловоз ТЭП60
Электровозы ВЛ40, ВВ9400 (Франция)
Электровоз Е103 (ФРГ)
Электровозы (Франция) ВВ9004,
ВВ9200, ВВ16000
Электропоезд Ср
Электропоезда ЭР, Е (метрополитен)
образом обобщенные условные ПДС для схем тягового привода
ряда электровозов, тепловозов и электропоездов приведены в
табл. 2.3.
Недостаточно высокие значения ПДС указывают на необхо-
димость совершенствования системы тяговых приводов как на ло-
комотивах, так н на электропоездах отечественного производства.
3
КОНСТРУКЦИЯ ТЯГОВЫХ ПЕРЕДАЧ
В ПРИВОДАХ КЛАССА I
§ 3.1.	ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИЙ ТЯГОВЫХ ПРИВОДОВ КЛАССА I
Благодаря простоте конструкции и компактности приводы
класса I получили широкое распространение на железнодорож-
ном транспорте. Так, в СССР и США ими оснащены все грузо-
вые электровозы и тепловозы с электрической передачей. Исклю-
чение составляет небольшое число опытных локомотивов, на ко-
торых испытываются новые, более прогрессивные конструкции тя-
говых приводов. В странах Западной Европы привод класса I на
магистральных локомотивах вытеснен приводами классов 111 и
частично II.
Рассмотрим типичный привод (рис. 3.1), применяемый на со-
ветских тепловозах. Он включает в себя электродвигатель 1,
опирающийся с одной стороны через моторно-осевые подшипни-
ки на ось колесной пары 3, а с другой стороны — с помощью
верхнего и нижнего приливов на пружинный комплект 2 (вид А).
Последний состоит из четырех пружин, расположенных между
двумя балками 7, стягиваемыми болтами 8. Пружинный комп-
лект устанавливается между лапами кронштейна, приваренного к
поперечной балке рамы тележки, с предварительным натягом, ис-
ключающим деформацию пружин от реакции тягового момента.
Его положение в кронштейне фиксируется двумя стержнями 9,
проходящими через отверстия в лапах и балках. Удерживаются
стержни поперечными валиками 10. После установки в стянутом
состоянии пружинного комплекта в кронштейн стяжные болты 8
отпускают так, что комплект становится враспор между верхни-
ми и нижними лапами кронштейна поперечной балки, реализуя
необходимый предварительный натяг.
Для передачи вращающего момента от электродвигателя на
колесную пару тепловозный привод снабжен односторонним ре-
дуктором, состоящим из ведущей шестерни 5, ведомого зубчатого
колеса 6 и кожуха 4. Шестерня насаживается на конический
хвостовик вала якоря, а зубчатое колесо — на ось колесной
пары.
В кожух зубчатой передачи заливается 4,5—5,5 л осернен-
иой смазки или смазки СТП летом марки «Л», зимой марки «3».
41
Рис. 3.1. Опорно-осевой тяговый привод тепловозов
42
Для предотвращения ее утечки кожух снабжен по горизонталь-
ному разъему уплотнительными пазами, а на оси колесной пары
однокамерным лабиринтом со стороны зубчатой передачи (сече-
ние II).
При работе односторонней зубчатой передачи тепловозного
опорно-осевого привода (ООП) реактивное усилие, действующее
на шестерню по линии зацепления, создает крайне неравномер-
ную нагрузку на моторно-осевые подшипники со стороны зубча-
той передачи и со стороны коллектора, что приводит к неравно-
мерному их износу с последующим ростом угла перекоса кор-
пуса тягового электродвигателя (ТЭД) относительно колесной
пары.
На отечественных грузовых электровозах привод в отличие
от тепловозного имеет двустороннюю косозубую зубчатую пере-
дачу с углом наклона зуслз 24°. Равенство статических нагру-
зок с правой и левой стороны двусторонней зубчатой передачи
обеспечивается противоположным наклоном зубьев. Если по ка-
кой-либо причине в случае приложения нагрузки в зацепление
вступит одна из сторон передачи, то появляющаяся осевая сила
заставляет якорь перемещаться до тех пор, пока не войдут в
зацепление зубчатые колеса другой стороны, Для компенсации
неточностей монтажа электровозных колесно-моторных блоков
(КМБ) предусмотрен разбег якоря в подшипниках в пределах
±2 мм от среднего его положения. Двусторонний зубчатый ре-
дуктор способен передать значительно большую мощность по
сравнению с односторонним. Пружинное подвешивание двигателя
к раме тележки в последние годы вытесняется более технологич-
ным и конструктивно-простым креплением на подвеске с упру-
гими резиновыми шайбами (рис. 3.2), составляющими блок амор-
тизаторов.
Принципиальная схема тягового привода класса I не претер-
пела за время своего существования заметных изменений, в то
же время отдельные узлы непрерывно совершенствовались в со-
ответствии с растущими требованиями к надежности привода в
условиях непрерывного роста реализуемой им мощности, Дейст-
вительно, на первых отечественных электровозах ВЛ19 и ВЛ22
применялись электродвигатели ДПЭ-340 и ДПЭ-400, мощность
которых в часовом режиме составляла соответственно 340 и
400 кВт.
С 1962 г. НЭВЗ приступил к выпуску электровозов перемен-
ного тока ВЛ60; примененный на них электродвигатель НБ-412М
имел уже мощность 650 кВт.
Дальнейшее совершенствование ТЭД выполнено на электро-
возах второго поколения ВЛ10 и ВЛ80.
В новом тяговом электродвигателе ТЛ-2К1 электровоза по-
стоянного тока ВЛ10 использованы современные достижения
электромашиностроения, позволившие довести его мощность до
690 кВт.
43
Для электровоза переменного тока ВеЛ80 создан тяговый
двигатель НБ-418К мощностью 790 кВт; масса его со-
ставляет 4350 кг, т, е. меньше, чем у двигателя НБ-412М.
(5000 кг).
Аналогичные тенденции наблюдаются в тепловозостроении. На
тепловозах ТЭ1 и ТЭ2 послевоенного выпуска применялись
электродвигатели ДК-304Б мощностью 160 кВт, на тепловозах
ТЭД—ЭДТ-200А и ЭДТ-200Б мощностью 206 кВт, на тепловозах
2ТЭ10Л, 2ТЭ10В и 2ТЭ116—ЭД-107А, ЭД-118А и ЭД-118Б мощ-
ностью 305 кВт. При этом габаритные размеры и масса двигате-
лей практически не изменились. Дальнейшее повышение мощно-
сти ТЭД до 410 кВт осуществлено у электродвигателей ЭД-121
и ЭД-126У1, предназначенных для мощных магистральных теп-
ловозов ТЭП70 и 2ТЭ121, Рост единичных мощностей тяговых
двигателей и повышающиеся требования к надежности тяговой
передачи обеспечивались рядом конструктивных и технологиче-
ских мер, основные из которых рассмотрены в следующих пара-
графах.
44
§ 3.2.	МОТОРНО-ОСЕВЫЕ ПОДШИПНИКИ
Поучителен опыт совершенствования моторно-осевых подшип-
ников тепловозов, На первых из них ТЭ1, ТЭ2 и ТЭЗ применя-
лись моторно-осевые подшипники (МОП) с фитильной смазкой
шеек оси колесной пары (рис. 3.3, а), которые состоят из правой
и левой шапок 3, привинченных болтами 7 к остову электродви-
гателя 8. Шапки имеют резервуары для заливка смазки 4 и ус-
тановки фитилей 6. Смазывание трушихся поверхностей подшип-
ников осуществляется сплетенными из шерстяной пряжи мотками
подбивки (фитилями), нижние концы которых погружены в мас-
ляные резервуары шапок, а средние их части прижаты пластина-
ми 5 и пружинами 2 к шейкам оси колесной пары 11. Сверху
шерстяная пряжа покрывается предохранительной набивкой 1
из хлопчатобумажных концов.
Предварительно мотки из шерстяной пряжи пропитывают в
течение 24 ч нагретым до температуры 50—60°С осевым маслом
марки «Л» летом и «3» зимой. В каждую из шапок перед выхо-
дом тепловоза из депо после ТР-2 и ТР-3 или перед выпуском с
завода заправляют 1,2 л смазки. Через 200—300 км пробега теп-
ловоза в каждый МОП добавляют через верхнее заправочное от-
верстие 0,15—0,2 л смазки, прогретой зимой до температуры
25—ЗО°С. Уровень смазки в масляном резервуаре не должен быть
ниже 60 мм.
В цилиндрических отверстиях диаметром 240 мм, расточен-
ных в шапках и остове, расположены правая и левая пара вкла-
дышей, которые выполнены как единое целое с упорными бурта-
ми и состоят из двух половин: верхней 10 без окна и нижней 12
с окном прямоугольной формы размером 100x120 мм. Расточка
вкладышей — цилиндрическая. Для предотвращения проворачи-
вания их в гнездах предусмотрена шпонка 9, закрепленная в ос-
тове ТЭД. Первоначально вкладыши изготовляли из бронзы
OUC5-5-5, а затем из высокосвинцовистой бронзы ОЦС4-4-17.
Значительное число повреждений МОП происходило из-за не-
удовлетворительной подачи смазки в рабочую зону, что потребо-
вало усовершенствования этого узла.
С 1970 г. на тепловозах стали применять польстерную систе-
му смазки в МОП. Первый вариант ее был выполнен на электро-
двигателях ЭД107А, второй, более совершенный, — на электро-
двигателях ЭД118А (рис. 3.3,6). Польстерный механизм состоит
из остова 13, привинченного к днищу шапки и снабженного
(У-образными направляющими пластинками. Внутри направляю-
щих расположена коробка 14 с закрепленным в ней фитилем 6, соб-
ранным из трех пластин каркасного войлока или его заменителя.
На верхней и нижней поверхностях коробки установлены плас-
тинчатые пружины, которые скользят по U-образным направля-
ющим. Фитиль прижимается к шейке оси двумя пружинами и
рычагом 15, опирающимся на буртики польстерной коробки. Раз-
меры фитиля по торцу 40X160 мм, усилие прижатия 45—60 Н.
45
Рис. 3.3. Моторно-осевые подшипники скольжения тяговых приводов класса I,
имеющие системы смазки:
фитильную; б — польстерную; а — циркуляционную: г — с постоянным уровнем
смазки; д — циркуляционную с резиновыми лабиринтными уплотнениями
46
Шапка МОП имеет увеличенный резервуар для смазки вмести-
мостью 4 л, что обеспечивает пробег тепловоза между очередны-
ми дозаправками не менее 1000 км. Предусмотрены также слив-
ная пробка и щуп для контроля уровня смазки.
Несколько изменена также конструкция вкладышей. Их дли-
на и наружный диаметр увеличены соответственно до 290 и 245 мм
против 265 и 240 мм у предыдущих. Смазочное окно размером
60X170 мм выполнено симметрично относительно торцов по разъ-
ему, что позволило унифицировать правый и левый комплекты.
Кроме того, рабочая поверхность новых вкладышей растачивает-
ся по гиперболоиду вращения и диаметр увеличивается от сере-
дины к торцам на 0,6—0,8 мм, что улучшает прилегание вклады-
шей к шейкам оси колесной пары при их относительных пере-
косах.
Дальнейшее совершенствование конструкции МОП осуществ-
лено на электродвигателе ЭД118Б —• применена циркуляционная
система омазки (рис. 3.3, в). В одной общей шапке, привинченной
к остову электродвигателя восемью болтами М36, размещены,
кроме вкладышей, два польстера, по устройству аналогичные ра-
нее описанным, маслосборник 17 вместимостью 35 л и шестерен-
чатый насос- приводимый в действие от разъемного зубчатого ко-
леса, установленного на оси колесной пары (в сечении не показа-
ны). Производительность насоса 8 ом3 за один оборот колесной
пары. Смазка от него по специальным каналам подается в пра-
вую и левую верхние камеры 16, в них установлены польстеры,
с помощью которых смазка через окна во вкладышах поступает
непосредственно в зону трения. Отработанная в подшипниках
смазка, а также излишки ее в камере 16 по специальным кана-
лам и через окно В сливаются непосредственно в маслосборник
17. Польстеры обеспечивают смазку МОП при трогании теплово-
за с места и при малых скоростях движения, а также играют
роль дублирующей системы смазки в случае выхода из строя
шестеренчатого насоса.
Для предотвращения утечки смазки предусмотрены двухка-
мерные лабиринтные уплотнения, которые на первых образцах
МОП выполнялись как единое целое с вкладышами. В последнее
время стали применять более эффективные резиновые лабиринт-
ные уплотнения (рис. 3.3, д). Резиновое уплотнение 22 располо-
жено между остовом тягового электродвигателя 21 и шапкой 25
МОП на их торце и с помощью маслоогонного кольца 23, закреп-
ленного на оси колесной пары 24, создает сопротивление вытека-
нию смазки, проникающей из МОП через зазор между его вкла-
дышем 26 и кольцом 23. Кроме того, места разъема между шап-
кой и остовом уплотняются асбестовой нитью, пропитанной гер-
метиком или жидкой резиной; нить укладывают по плоскости
разъема.
В результате МОП с циркуляционной системой смазки обеспе-
чивают пробег тепловоза между очередными дозаправками не
менее чем 10 тыс. км.
47
Число отказов МОП с фитильной системой смазки в холодное
время года достигало 30% числа отказов электродвигателей, что
составляло 7—8 случаев на 1млн км пробега тепловоза 2ТЭ10Л.
Польстерная система смазки, примененная на электродвигателе
ЭД118А, снизила повреждаемость МОП более чем в 3 раза, а
циркуляционная система обеспечила наработку на отказ более
2 млн, ки [14].
Кроме того, на электродвигателе ЭД118Б оказалось возмож-
ным применить вкладыши с заливкой баббитом марки Б83 тол-
щиной 2,5 мм, которые неудовлетворительно работали при фи-
тильной и польстерной системах смазки, В условиях же обильно-
го смазывания интенсивность износа этих вкладышей стала в 5
раз ниже, чем при фитильной, и .в 2 раза ниже, чем при поль-
стерной системах смазки. Благодаря этому появилась возмож-
ность приурочить ремонт МОП к среднему и капитальному ре-
монтам электродвигателя после пробега 750—800 тыс. км. Ведут-
ся работы по применению стальных вкладышей с пористым брон-
зографитовым покрытием, что снизит стоимость их изготовления,
интенсивность износа трущихся поверхностей и повысит надеж-
ность работы МОП в эксплуатации.
При монтаже новых МОП рекомендуется зазоры для масла
выдерживать в пределах 0,5—0,8 мм для бронзовых вкладышей,
0,4—0,7 мм для вкладышей с баббитовой заливкой, 0>3—0,6 мм
для вкладышей с пористым бронзографитовым покрытием.
В эксплуатации максимальный зазор для масла не должен пре-
вышать 2,5 мм.
На электровозах удельные нагрузки на вкладыши МОП бла-
годаря симметрии зубчатой передачи значительно ниже, чем у
тепловозов, поэтому на них с успехом применяются МОП с пос-
тоянным уровнем смазки (рис. 3.3, г). В шапках МОП с посто-
янным уровнем смазки имеются две камеры 18 и 19. Уровень
смазки в камере 19, в которой находится шерстяная надбивка,
зависит от высоты ниппеля, соединяющего камеру ее с камерой
18, представляющей собой запасный резервуар объемом 4 л.
Работает эта система следующим образом: как только уровень
масла в камере 19 понизится настолько, что она не будет касать-
ся ниппеля, воздух, находящийся в ней, начнет поступать в каме-
ру 18. Разрежение в последней уменьшится и масло будет по-
ступать через канал 20 в камеру 19 до тех пор, пока не закроет
ниппель, в результате чего прекратится доступ воздуха в камеру
18. Пополнение смазки и поддержание ее постоянного уровня в
камере 19 будут продолжаться до тех пор, пока она не израсхо-
дуется в запасной камере.
Заправка смазки в МОП с постоянным уровнем осуществляет-
ся под давлением 0,35 МПа через специальный шланг с наконеч-
ником, вставляемым в коническое отверстие 20. После одной зап-
равки обеспечивается пробег электровоза не менее 1000 км.
При эксплуатации локомотивов в суровых климатических ус-
ловиях хорошие результаты дает добавка к смазке антифриза:
48
0,2 л в каждый МОП с польстерной системой смазки. Скаплива-
ющаяся на дне шапок влага поглощается антифризом, т. е. ис-
ключается возможность смачивания и смерзания фитиля при до-
статочно длительной остановке локомотива, что ранее нередко
приводило к перегреву МОП из-за недостачи смазки и выходу
его из строя. Периодически смесь антифриза с водой сливают, ан-
тифриз восстанавливают и снова добавляют в смазку.
Несмотря на значительные усовершенствования, узел МОП с
парой трения скольжения с современных позиций представляет
собой технический анахронизм. Трудоемкость его обслуживания
и ремонта, большой расход смазки и цветных металлов, невоз-
можность эффективной герметизации настоятельно диктуют не-
обходимость отказа от систем тягового привода, ориентирующих-
ся на подобное техническое решение.
Простейшим выходом из положения, на первый взгляд, могло
быть использование в МОП подшипников качения. В СССР име-
ется опыт применения их в МОП жесткого опорно-осевого тяго-
вого привода локомотивов. Такая конструкция МОП осуществле-
на на опытном тепловозе 2ТЭ10Л. Для восприятия радиальных
нагрузок со стороны зубчатой передачи и со стороны коллектора
были установлены роликовые подшипники № ЗН1032948БМ раз-
мером 240X320X38, а для восприятия осевых усилий со стороны
коллектора — дополнительно шариковый подшипник № 1176948Б
с разъемным внутренним кольцом размером 240X320X38 мм.
Эта конструкция МОП обеспечила пробег тепловоза 350 тыс. км,
но оказалась непригодной для дальнейшей эксплуатации вследст-
вие ослабления мест посадки и питтингообразования на дорожках
качения,
НЭВЗом было выпущено 15 опытных электровозов ВЛ60, а
затем ВЛ80, МОП которых с правой и левой стороны были обо-
рудованы мощными сферическими подшипниками № 3003148 раз-
мером 240x360X95 мм. Осмотр их после пробега от 400 до
800 тыс. км показал, что стали появляться трещины в наружных
кольцах подшипников и в осях колесных пар в зоне посадок внут-
ренних колец подшипников; эксперимент пришлось прекра-
тить. Кроме того, для замены подшипников требовалось расфор-
мировывать колесные пары, что увеличивало трудоемкость ре-
монта.
В ФРГ и Англии на небольших партиях маневровых и маги-
стральных тепловозов в жестких тяговых приводах класса I бы-
ли применены моторно-осевые подшипники качения. Наиболее
удачно компоновка этого узла выполнена у тепловоза фирмы
«Кестрел». В этой конструкции тяговый электродвигатель с помо-
щью клеммных зажимов опирается на разъемную трубу, которая
установлена на подшипниках качения, напрессованных непосред-
ственно на ось колесной пары. Со стороны зубчатой передачи
расположен цилиндрический однорядный роликовый подшипник
размером 235,7x320X48 мм (35 роликов диаметром 16 мм, дли-
ной 28 мм), а со стороны коллектора — сферический радиально-
4»
упорный роликовый подшипник размером 235,7X320x60 мм (94
ролика диаметром 16 мм, длиной 22 мм). По данным фирмы
90%-ный ресурс МОП на подшипниках качения тепловоза «Кест-
рел» составляет 950 тыс. км пробега. Не ставя под сомнение до-
статочно высокий пробег, уместно отметить существенное отличие
условий работы тяговых передач на советских железных дорогах
и дорогах Западной Европы в первую очередь по вертикальной
жесткости пути, определяющей динамические нагрузки, которые
действуют на неподрессоренные массы и в том числе на моторно-
осевые подшипники.
Анализируя данные, полученные в результате выполненных в
СССР и за рубежом исследований, авторы пришли к выводу о
бесперспективности применения МОП на подшипниках качения
в жестких тяговых приводах класса 1. Доводами в пользу данного
вывода служат следующие аргументы.
В условиях высокой вибрационной нагруженности МОП на
подшипниках качения от динамического действия большой необ-
рессоренной массы ТЭД трудно обеспечить в стесненных габари-
тах 95%-ный технический ресурс работы их до заводского ре-
монта локомотива. Если же они будут выходить из строя раньше,
потребуется трудоемкий ремонт, связанный с распрессовкой ко-
лесной пары.
По данным ВНИТИ уровень вертикальных виброускорений
электродвигателя в диапазоне частот колебаний 0—100 Гц в слу-
чае применения таких МОП на 25% выше, чем при МОП на под-
шипниках скольжения, т. е. повышается вероятность повреждае-
мости ТЭД в эксплуатации.
Находящиеся в эксплуатации тяговые приводы класса I прак-
тически невозможно переоборудовать на МОП с подшипниками
качения в рамках модернизации, Новые же локомотивы должны
быть ориентированы на более совершенные системы привода.
§ 3.3.	ПОДВЕШИВАНИЕ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ К РАМЕ ТЕЛЕЖКИ
Узел опирания тягового двигателя на раму тележки предна-
значен для передачи веса и опорных реакций, создаваемых тяго-
вым моментом двигателя, на раму тележки в условиях их отно-
сительных перемещений, вызываемых в свою очередь взаимными
перемещениями колесной пары, двигателя и рамы тележки отно-
сительно друг друга.
Наибольшее распространение получило опирание с помощью
пружинной подвески 3 (см. рис. 3.1), используемое еще на пер-
вых локомотивах с приводом класса I и примененное на всех
советских грузовых и маневровых тепловозах с электропередачей,
а также на аналогичных тепловозах США.
Относительные перемещения кронштейна двигателя и балок
траверсы реализуются проскальзыванием соприкасающихся по-
верхностей. Следствием трения скольжения в условиях передачи
50
больших сил является сравнительно быстрый износ накладок, при-
вариваемых к балкам пружинного комплекта и к кронштейнам
ТЭД, в результате чего не удается обеспечить пробег локомотива
до ТРЗ более 350—400 тыс. км.
Совершенствование рассматриваемого узла идет по трем на-
правлениям: повышение износоустойчивости трущихся поверхно-
стей, переход к конструкциям, в которых относительные переме-
щения реализуются хотя бы частично трением качения и, нако-
нец, полный отказ от подвижных соединений с поверхностным
трением путем перехода к резиновым и резинометаллическим
шарнирным узлам.
На железных дорогах США практикуют приварку биметалли-
ческих накладок, верхний слой которых изготовлен из высокомар-
ганцовистой упрочненной наклепом стали. Эти накладки обеспе-
чивают по предельно допустимому износу пробег тепловоза до
заводского ремонта.
На электровозах ВЛ10, ВЛ80 и их модификациях применено
так называемое маятниковое подвешивание ТЭД к раме тележки
(рис. 3.4). Устройство состоит из подвески 4, головка которой кре-
пится цилиндрическим валиком 9 к кронштейну 10, приваренному
к раме тележки. В головку подвески 4 запрессована втулка 8,
изготовленная из марганцовистой стали Г13П. Внутреннее отвер-
стие ее имеет форму гиперболоида вращения, что позволяет под-
веске перекатываться по валику при поперечных перемещениях
электродвигателя, обеспечивая соединению подвижность сфериче-
ского шарнира. Двигатель с помощью закрепленного на болтах 7
кронштейна 6 опирается на подвеску 4 через резиновый амортиза-
тор, собранный из двух резиновых шайб 1. Предварительный на-
тяг резиновых шайб, создаваемый корончатой гайкой 3 и двумя
стальными упорными шайбами 2 и 5, выбирается из такого рас-
чета, чтобы при максимальных силах, действующих в подвеске,
не образовывался зазор в блоке амортизатора, так как при этом
резко ускоряется износ контактирующих поверхностей, включая
51
резиновые шайбы и резьбовое соединение. В результате переко-
са шайб нижнее соединение может выполнять функции шарового
шарнира без поверхностного трения. Эта конструкция подвески
имеет технический ресурс, превышающий пробег до заводского
ремонта электровоза.
На тепловозе «Кестрел» подвеска тягового электродвигателя
на раму тележки осуществлена с помощью тягн, в головках ко-
торой установлены резиномсгаллические блоки, в результате че-
го полностью устраняются подвижные соединения с поверхност-
ным трением (см, рис, 3.3). При этом на среднем КМБ, имеющем
увеличенный поперечный разбег относительно тележки головки,
тяги развернуты одна относительно другой на 90°. что обеспечи-
вает умеренные угловые и продольные, но значительные попереч-
ные перемещения ТЭД относительно рамы тележки. В принципе
аналогичная конструкция подвески проходит эксплуатационную
проверку на опытных тепловозах 2ТЭ116 и 2ТЭ10М,
§ 3.4.	ТЯГОВАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
В период освоения серийного выпуска отечественных локомо-
тивов основное внимание уделялось технологическим методам
повышения долговечности зубчатых колес тяговой передачи. Так,
ВТЗ начал производство тепловозов в 1957 г. От улучшения ве-
домых зубчатых колес, изготовляемых из стали 40ХН (повыше-
ние твердости до 280—320 НВ), завод перешел затем к сектор-
ной закалке зубьев токами высокой частоты (ТВЧ) с последу-
ющей шлифовкой и накаткой впадин роликами. После этого
была освоена технология контурной закалки ТВЧ зубчатых
колес с последующей шлифовкой лишь рабочих поверхностей
зубьев.
Ведущие зубчатые колеса вначале изготовляли из стали
12ХНЗА. После нарезки зубьев шестерни цементировали, закали-
вали в масле, отпускали при температуре 200°С, затем выполня-
ли шлифовку зубьев. Со временем выявилось, что твердость серд-
цевины зуба у шестерен после термообработки недостаточно вы-
сока; нередко из-за этого происходило вдавливание закаленного
слоя в тело зуба п образовывалась сетка трещин на его рабочей
поверхности. Сталь 12ХНЗА чувствительна к концентраторам на-
пряжений и имеет низкий предел усталостной прочности.
В настоящее время для изготовления шестерен применяется
сталь 20ХНЗА. Шестерни цементируют, выполняют их термообра-
ботку и шлифуют. Отмеченный выше недостаток у них отсутст-
вует.
Технологические возможности дальнейшего повышения долго-
вечности зубчатых колес к началу 70-х годов были практически
исчерпаны. Основные усилия исследователей сконцентрировались
на конструкционных методах улучшения показателей надежности
тяговых передач.
52
Специалисты обратились к резервам, заложенным в упругой
тяговой передаче приводов класса I. Упругий венец большого
зубчатого колеса впервые был применен на электровозах 2-4+
+ 4-2 фирмы «Дженерал Электрик» выпуска 1914 г. с тяговыми
двига1елнми мощностью 300 кВт. Первые советские электровозы
ВЛ19, ВЛ22, затем ВЛ22М и частично ВЛ8 имели двустороннюю
упругую зубчатую передачу. На электровозах ВЛ19, ВЛ22,
ВЛ22М в венце в качестве упругих элементов были применены,
пакеты пластинчатых пружин (рис. 3.5), в опытных передачах
электровозов ВЛ8 и электропоезда СН1 — витые пружины (рис.
3.6). И в те и в другие вводились устройства, обеспечивающие
предварительный натяг, поэтому венцы имели «мягкую» нелиней-
ную характеристику. Такая характеристика благоприятна в усло-
виях совместного действия силового и кинематического возмуще-
ний, так как при увеличении постоянной составляющей момента
снижается интегральная эквивалентная жесткость нелинейного
5S
упругого элемента. К сожалению, из-за недостаточной изученно-
сти вопросов динамики тяговых передач считалось, что назначе-
ние упругого венца в двусторонней передаче сводится к обеспе-
чению более равномерного распределения статической нагрузки
между двумя прямозубыми зубчатыми передачами в случае не-
полной идентичности положений зубьев шестерен и колес с левой
и правой стороны. Очевидно, что это может быть достигнуто при-
менением более простых в изготовлении жестких косозубых ко-
лес, которые при монтаже располагают как в шевронной пере-
даче.
Это и послужило основанием для отказа от зубчатых колес с
упругим зубчатым венцом на электровозах. Между тем, как будет
показано далее, упругий венец обеспечивает в первую очередь
•снижение динамических нагрузок, действующих в передаче; если
выполнить венец самоустанавливающимся, он может существенно
способствовать равномерному распределению нагрузки по длине
зуба. При переходе на выпуск электропоездов серии ЭР1 с приво-
дом класса II опыт эксплуатации передачи электропоездов СН1
также не был обобщен.
Одним из эффективных конструкционных решений тяговой пе-
редачи является созданное ВНЙТИ в содружестве с МИИТом,
ВЗИИТом и ВТЗ упругое самоустанавливающееся зубчатое ко-
лесо (УСЗК). Это колесо (рис. 3.7) состоит из зубчатого венца
1, ступицы 8- двух боковых фланцев 6, соединенных со ступицей
болтами 9. В соосных отверстиях венца и фланцев диаметром
70 мм в чередующемся порядке установлено восемь эластичных
2 и восемь упорных 4 резинометаллических блоков (РМБ). Блок
54
в осевом направлении фиксируется стопорными кольцами 5 и:
упорными дисками <3, приклепанными снаружи к боковым флан-
цам УСЗК. Венец опирается на ступицу через насыпной ролико-
вый подшипник 7. Беговые дорожки подшипника на венце и сту-
пице закалены ТВЧ до твердости 40—45 HRC, причем дорожка
ступицы выполнена сферической, что позволяет венцу переме-
щаться не только по касательной к опорному подшипнику, но и
в поперечной плоскости. Это улучшает прилегание зубьев по дли-
не при перекосах осей зубчатых колес, так как под действием
эксцентрично приложенной равнодействующей давления на зуб он
может самоустанавливаться в положение, которому соответству-
ет центральное расположение равнодействующей.
Эластичный РМБ состоит из трех резиновых элементов, за-
прессованных с натягом 27 % в кольцевой зазор между валиком.
55
и тремя наружными металлическими втулками, равный 13 мм.
Упорный РМБ включает в себя два резиновых элемента, сфор-
мированных на концах валика, Диаметр средней части валика
меньше диаметра соосных отверстий. Между валиком упорного
РМБ и отверстием в диске зубчатого венца образуется зазор в
4 мм. Жесткость упорного РМБ примерно в 6 раз выше жестко-
сти эластичного, что достигается исключением последовательно
работающего среднего элемента, а также уменьшением толщины
резины в концевых блоках до 8 мм,
Работает УСЗК следующим образом: при трогании тепловоза
•с места и разгоне к зубчатому венцу приложен большой враща-
ющий момент. Под действием его венец поворачивается относи-
тельно ступицы, деформируя вначале эластичные, а затем, после
того как зазор выбран, и упорные РМБ. Таким образом, упор-
ные РМБ ограничивают деформацию эластичных элементов, пре-
дотвращая их разрушение при пиковых нагрузках.
С увеличением скорости движения передаваемый вращающий
момент уменьшается и упорные РМБ выводятся из работы. Реа-
лизуемая при этом малая торсионная жесткость связи венда со
•ступицей снижает уровень динамических нагрузок в тяговой пе-
редаче, несмотря на существенный рост внешних и внутренних
воздействий с увеличением скорости движения тепловоза. Кроме
того, при перекосах осей зубчатых колес венец самоустанавлива-
ется, обеспечивая более равномерное распределение нагрузки по
длине зуба по сравнению с обычной зубчатой передачей.
Серийное производство УСЗК для тяговых передач грузовых
тепловозов 2ТЭ10В, 2ТЭ10М и 2ТЭ116 было начато ВТЗ в 1974 г.,
а для тепловоза 4ТЭ130 — в 1983 г. В 1975—1976 гг. к серийно-
му выпуску УСЗК приступили Люблинский литейно-механический
.и Даугавпилсский тепловозоремонтный заводы для установки их
при заводском ремонте на тепловозы 2ТЭ10Л и ТЭЗ. Устанавли-
вают УСЗК и на маневровых тепловозах ТЭМ7. В эксплуатации
находится большое количество таких передач, пробег некоторых
:из них приближается к 2 млн. км.
Практикой подтверждена эффективность применения УСЗК в
тяговом приводе класса I, однако его отдельные элементы еще
не удовлетворяют современным требованиям главным образом по
показателям долговечности и ремонтопригодности. Так, техниче-
ский ресурс эластичных и упорных РМБ составляет 400—600 тыс.
км пробега, т. е. их приходится заменять в локомотивных депо
уже на первых ТР-3, что существенно усложняет ремонт тепло-
возов. Кроме того, после пробега 1,5 1,6 млн. км износ беговой
дорожки ступицы и отверстий в венце и фланцах достигает пре-
дельного, и эти узлы также приходится восстанавливать при за-
водских ремонтах колесных пар.
В УСЗК для привода класса II вагонов метрополитена в от-
личие от описанных применен РМБ без наружной металлической
•арматуры. Венцы имели пробег 1,1 млн. км, при этом не наблю-
дался износ отверстий в венце и ступице, а износ опорной по-
56
Рис. 3.8. Усовершенствованное
УСЗК с резинометаллическими бло-
ками без наружной металлической
арматуры
верхности скольжения, у которой закаленная сталь венца рабо-
тала по закаленной сферической поверхности ступицы, составил
всего 0,06 мм. Все элементы УСЗК после смены РМБ были при-
годны к дальнейшей эксплуатации.
Накопленный за 10 лет опыт эксплуатации упругих тяговых
передач на тепловозах и вагонах метрополитена позволил спро-
ектировать новое УСЗК с максимальным учетом всех выявленных
недостатков. Во ВНИТИ с участием работников МИИТа и
ВЗИИТа было разработано более совершенное УСЗК (рис. 3.8)'
для тяговых передач тепловозов. Его зубчатый венец контактиру-
ет со ступицей закаленными поверхностями (ролики отсутствуют);
диаметр отверстий под упругие элементы увеличен с 70 до 90 мм;
стопорные кольца исключены; ограничительные диски выполнены
как единое целое с боковыми фланцами, при этом толщина их
перемычек увеличена до 7 мм; резинометаллические блоки (элас-
тичные и упорные) не имеют наружной металлической армату-
ры; соосные отверстия в венце п ступице после расточки раска-
тывают роликовой головкой, обеспечивающей чистоту рабочих
поверхностей не ниже 8-го класса.
Существенно упрощена технология изготовления РМБ. Непос-
редственно в пресс-форме все три резиновых элемента эластич-
ного РМБ и два упорного привулканизируются с помощью клея
«Лейконат» к внутренним металлическим втулкам. В дальнейшем
предполагается освоить технологию покрытия наружных поверх-
ностей РМБ пленкой малоизнашиваемой (так называемой
«скользкой») резины.
Предполагается, что новые РМБ обеспечат пробег тепловоза
до заводского ремонта без осмотра и смены их в локомотивных
депо, технический ресурс всех остальных элементов УСЗК будет
равен сроку службы зубьев до предельного износа, т. е. 2,2—
2,5 млн. км.
57
Как было указано, уже имелся опыт применения в электро-
возостроении конструкций зубчатых колес с пружинными упруги-
ми элементами [14, 26]. ВНИТИ совместно с НЭВЗом разрабо-
тал новую конструкцию упругого косозубого зубчатого колеса
(УКЗК) с резиновыми упругими элементами (рис. 3.9). Оно сос-
тоит из хосозубого венца 1, двух боковых фланцев 2, привинчен-
ных к ступице 5 двенадцатью термообработанными болтами 4.
Венец непосредственно опирается на ступицу, при этом контакт-
ные поверхности их закалены ТВЧ, а зазор для масла находится
в пределах 0,3—0,5 мм. В осевом направлении диск венца опира-
ется на пористые бронзографитовые кольца 3, приваренные к бо-
ковым фланцам. В двенадцати овалообразных отверстиях венца
и боковых фланцев установлено с предварительным натягом де-
вять эластичных 6 и три упорных 7 РМБ. Эластичный РМБ состо-
ит из двух секторов, между которыми расположен призматиче-
ский резиновый элемент. Последний центруется цилиндрическими
выступами, входящими в соответствующие центрально располо-
женные глухие отверстия в секторах. В упорных РМБ резиновые
элементы заменены текстолитовыми цилиндрами диаметро.м 50 мм
и посередине наружных поверхностей секторов проточена канав-
ка глубиной 10 мм. Благодаря этому они включаются в работу
после того, как венец переместится по касательной к окружности
установки блоков на это же расстояние.
Рис. 3.9. Экспериментальное упругое косозубое зубчатое колесо для тяговых
передач электровозов
58
Принцип работы УКЗК тот же, что УСЗК; различие заключа-
ется в том, что упорные блоки включаются в работу только в
случае пиковых нагрузок, возникающих при боксовании электро-
воза. Диапазон работы УКЗК на эластичных блоках расширен,
так как у электровозов снижение передаваемого вращающего мо-
мента начинается при скоростях движения более высоких, чем у
тепловозов.
ВНИТИ совместно с Коломенским заводом тяжелого станко-
строения изготовил 12 опытных образцов таких УСЗК- НЭВЗ обо-
рудовал ими одну секцию электровоза ВЛ81. За работой опытных
УКЗК в эксплуатации установлено наблюдение.
Длительный опыт эксплуатации УСЗК позволил в достаточной
мерс изучить работоспособность упругой тяговой передачи, а так-
же исследовать влияние ее на надежность работы привода в це-
лом. Как и ожидалось, интенсивность износа зубьев упругой тя-
говой передачи, несмотря на уменьшение ее ширины на 15 мм,
почти в 2 раза меньше, чем у жесткой, при одинаковом модуле
зацепления зубьев, равном 10 мм, УСЗК оказало положительное
влияние на надежность работы и других узлов тягового привода.
Так, в результате анализа работоспособности электродвигателей
ЭД118А с различными типами передач, проведенного в локомо-
тивном депо Сольвычегорск Северной дороги, установлено, что
при упругой передаче повреждаемость двигателей, вызванная ме-
ханическими причинами, в 1,6—1,7 раза ниже, чем при жесткой
передаче с тем же модулем зацепления (10 мм) в случае одина-
ковых пробегов. Обследования, проведенные в других депо (Елец,
Красноуфимск, Тюмень), показали, что повреждаемость тяговых
двигателей ЭД118А, работающих с упругими передачами, на
тепловозах 2ТЭ10В и 2ТЭ116 в 2,5—3 раза меньше, чем на тепло-
возах 2ТЭ10Л, имеющих жесткую передачу. На повышении надеж-
ности тяговых двигателей сказалось также улучшение конструк-
ции двигателей.
Более чем двукратное снижение динамических нагрузок в уп-
ругой тяговой передаче уменьшило ее виброактивность, в резуль-
тате чего в 1,5 раза стало меньше число повреждений болтовых
креплений кожуха редуктора к остову ТЭД, уменьшилась склон-
ность локомотива к боксованию, на 15% снизилась интенсивность
износа бандажей.
§ 3.5.	ТЯГОВЫЙ ПРИВОД С УПРУГИМ ОПИРАНИЕМ
ДВИГАТЕЛЯ НА КОЛЕСНУЮ ПАРУ
Желание сохранить конструктивную простоту привода класса
I и иметь виброзащищенный тяговый двигатель привело к созда-
нию варианта привода, в котором двигатель опирается на упруго
связанный с колесной парой полый вал. В связи с тем что узел
упругого опирания монтируется на центре колеса, привод получил
наименование опорно-центрового. Практическая реализация при-
5?

Рис. 3.10. Опарно-центровой тяговый привод фирмы «Сименс» ФРГ. (а), фир-
мы LEM ГДР (45) и французского тепловоза серии 68000 (в)
вода оказалась возможной после появления технических резин,
имеющих высокие параметры упругости и усталостной проч-
ности.
Наибольшее распространение опорно-центровой привод с упру-
гими резиновыми элементами в виде секторов (рис. 3.10, а) полу-
чил в локомотивостроении ФРГ. Начиная с 1955 г, и вплоть до
1968 г. им последовательно оснащали электровозы ЕЮ, ЕЗО, Е40,
Е41, Е44, Е52. Отказ от этой системы наметился в 1970 г. в свя-
зи с работами по созданию скоростного электровоза Е103 и ско-
ростных электропоездов серий 403 и 420, где применены приводы
класса III. Однако созданный в 1976 г. мощный грузовой локо-
мотив Е181 вновь был оборудован опорно-центровым приводом.
Основные достоинства привода: высокая виброзащищенность
двигателя, высокая торсионная гибкость, облегчающая условия
работы коллектора однофазных коллекторных двигателей в
момент пуска и снижающая динамические моменты на валу
якоря; отсутствие подвижных соединений с поверхностным тре-
нием.
Локомотивы Ell, Е250 и электропоезда E21I (ГДР) оснащены
опорно-центровым тяговым приводом (ОЦП) с кольцевым рези-
новым элементом (рис. 3.10,6); на французских тепловозах се-
рии 68000 и электропоезде Z7500 применен ОЦП с упругими эле-
ментами в виде круглых резино-металлических шайб, работаю-
щих на сдвиг (рис. 3.10, в).
По данным сравнительных испытаний, проведенных фирмой
«Сименс» на электровозе Е44 с диаметром колес 1200 мм, макси-
мальные амплитуды ускорений двигателя и динамических момен-
тов на его валу примерно на 50% ниже, чем при жестком опи-
рании- Как известно, виброзащитные свойства упругого элемен-
та в первую очередь определяются его статическим прогибом.
Получить достаточно высокий статический прогиб упругих рези-
новых блоков сложно по следующим причинам:
£0
радиальные размеры упругого элемента ограничены габарит-
ными размерами колеса и обычно не превышают НО мм;
из 10—15% переменной деформации, допустимой для резино-
вого элемента по условиям усталостной прочности, более поло-
вины приходится на уравновешивание сил реакции тягового мо-
мента, превышающих обычно силу от веса двигателя;
виброзащитные свойства упругого опирания двигателя, стати-
ческий прогиб которого измеряется единицами миллиметров, при
движении по пути повышенной жесткости с большими амплиту-
дами неровностей в широком диапазоне длин волн являются не-
достаточными.
Для экспериментальной проверки эффективности опорно-цент-
рового тягового привода с упругими элементами и уточнения пер-
спектив его применения на железных дорогах СССР во ВНИТИ
было спроектировано, изготовлено и испытано два колесно-мотор-
ных блока (рис. 3.11). Проект ОЦП разработан на базе опорно-
рамного гягового привода тепловоза ТЭП60 с максимальным ис-
пользованием его узлов и деталей. Тяговый редуктор выполнен
в двух вариантах — пассажирском и грузовом. В пассажирском
61
варианте использовалась серийная зубчатая передача тепловоза
ТЭП60 с передаточным числом ы = 72/31 =2,32. В грузовом вари-
анте между ведущим и ведомым зубчатыми колесами была уста-
новлена промежуточная шестерня, опирающаяся через сфериче-
ский подшипник на палец, приваренный к усиленной лабиринт-
ной крышке подшипника электродвигателя; при этом и = 72/17 =
= 4,24.
Резинометалический блок состоит из наружной и внутренней
металлических втулок с запрессованным в зазор между ними ре-
зиновым элементом, толщина которого в запрессованном состоя-
нии 35 мм, степень запрессовки 45%, резина марки 7842, твер-
дость по Шору 55—65 ед. Характеристики радиальной и осевой
жесткостей РМБ при тарировке были близки к линейным; средние
значения коэффициентов статической радиальной и осевой жестко-
стей составляли соответственно 2-10е и 2,5-105 Н/м, а динами-
ческой при частоте колебаний 15 Гц — соответственно
3-106 и 3,7-Ю5 Н/м.
Динамические испытания опытного тягового привода в услови-
ях эксплуатации проведены на тепловозе ТЭП60 при скоростях
движения до 120 км/ч. В процессе испытаний анализировали в
полосе частот 0—100 Гц вертикальные виброускорения букс
Ze(i) и электродвигателя z3(t) над осью колесной пары, а
также динамический вращающий момент на хвостовике вала яко-
ря Мя(/). Для сравнения эти же характеристики были записаны
на опорно-осевом приводе тепловоза 2ТЭ10Л.
Исследования показали, что при ОЦП по сравнению с опор-
но-осевым тяговым приводом (ООП) снижаются средние квадра-
тичные значения вертикальных ускорений ТЭД и динамического
вращающего момента на хвостовике вала якоря соответственно
в 1,25 и 1,2 раза. Абсолютные максимумы исследуемых величин
в диапазоне скоростей движения 90—100 км/ч достигали: для
ОЦП-Z6 max = 22 g, Мя max = 7300 Нм, гзтах= 11,8g для ООП —
гбтах = 20,7 g, Мя max = 9000 Н-М, 2, гаах = 14,2 g.
При этом амплитуда относительной радиальной деформации
резиновых элементов составляла 15%. Следовательно, дальнейшее
повышение их гибкости могло привести к преждевременному по-
вреждению РМБ.
Несколько позднее ВНИТИ был испытан второй вариант ОЦП
с плоскими резинокордными упругими элементами. Результаты
испытаний оказались близкими к приведенным выше. Анализ ди-
намической системы ОЦП показывает, что при увеличении диа-
метра колеса колесной пары до 1250 мм удается разместить бо-
лее гибкие РМБ. В этом случае уровень виброзащиты электро-
двигателя и тягового редуктора выше (по средним квадратичным
значениям указанных величин) примерно в 1,4 раза.
Как следует из результатов испытаний, проблема эффектив-
ной внброзашиты тягового двигателя все же не решена. Поэтому,
а также в связи с тем, что к 1978 г. во ВНИТИ были разрабо-
62
таны конструкции тяговых приводов классов II и III, позволя-
ющие значительно улучшить виброзащиту электродвигателя,
ОЦП был признан неперспективным для использования на локо-
мотивах СССР. Объяснение успешному опыту использования его
на железных дорогах ФРГ следует искать в низкой жесткости и
высоком качестве содержания пути, что резко снижает уровень
возмущений, передаваемых на ходовые части подвижного соста-
ва, и позволяет успешно эксплуатировать динамически несовер-
шенные, но технически простые тяговые приводы.
§ 3.6.	НЕДОСТАТКИ ТЯГОВЫХ ПРИВОДОВ КЛАССА I
Несмотря на постоянное совершенствование конструкции, тя-
говые приводы класса I обладают рядом неустранимых недостат-
ков, снижающих их надежность, усложняющих эксплуатацию и
ремонт.
Одним из недостатков является слабая виброзащищенность
тягового двигателя. Так, на тепловозе 2ТЭ10Л при скорости
80 км/ч ускорения остова электродвигателя над осью колесной
пары в полосе частот 0—160 Гц достигают 26 g, над валом яко-
ря — 15,5 g, поперечные и продольные ускорения — соответст-
венно 13 и 10,5g. На электровозах ВЛ8, ВЛ10, ВЛ60, ВЛ80 и др.
уровень виброускорений электродвигателей вследствие их большой
массы несколько меньше, чем на тепловозах.
Высокая вибронагруженность является одной из основных при-
чин повреждаемости электродвигателей. В локомотивном депо
Печора Северной дороги число отказов электродвигателей у теп-
ловозов 2ТЭ10Л и 2ТЭ116 с жесткой зубчатой передачей в суро-
вые зимы достигало 36 случаев на 1 млн км пробега.
Надежность работы ТЭД электровозов несколько выше, чем у
тепловозов. В целом же показатели надежности работы ТЭД
электровозов также не удовлетворяют современным требованиям.
Наблюдения в эксплуатации за работой электродвигателей
ЭД107А и ЭД108А, различающихся лишь устройством остова, в
опорно-осевом тяговом приводе на тепловозах 2ТЭ10Л и опорно-
рамном на тепловозах ТЭП60 показали, что в последнем случае
повреждаемость электродвигателей в 3,5 раза ниже [20].
Второй существенный недостаток опорно-осевого тягового
привода — значительная необрессоренная масса и, как следст-
вие, — повышенное динамическое воздействие на верхнее строе-
ние пути в вертикальной плоскости. Так, приведенная к контак-
там колес с рельсами необрессоренная масса колесно-моторного
блока с жесткой зубчатой передачей тепловоза 2ТЭ10Л при вер-
тикальном плоско-параллельном колебании колесной пары в диа-
пазоне частот 0—100 Гц равна 5540 кг, а при поперечно-угловом
колебании — 4060 кг. Из анализа статистических характеристик
виброускорений букс в поступательном и поперечно-угловом дви-
жениях получена приближенная эмпирическая формула, связыва-
63
ющая математическое ожидание случайных амплитуд динамиче-
ского воздействия на путь колесной пары тепловоза Мп с матема-
тическим ожиданием амплитуд виброускорений букс Mi6',
Л1п^0,68
где Мв — приведенная необрессоренная масса КМБ при поступательном вер-
тикальном ускорении колесной пары.
Сравнивая динамические воздействия необрессоренной массы
КМБ на рельсы пути удовлетворительного состояния при движе-
нии тепловоза 2ТЭ10Л со скоростью 80 км/ч с действием статиче-
ской нагрузки по одинаковому накоплению контактно-усталост-
ных повреждений в металле рельсов, получили, что приближенно
снижение необрессоренной массы на 1000 кг равноценно сниже-
нию статической нагрузки на 30 кН.
Приводы классов II и III позволяют снизить необрессорен-
ную массу КМБ при одинаковых диаметрах колес соответствен-
но на 1200 и 1800 кг по сравнению с приводами класса I.
Если не принять специальные меры, уровень динамических мо-
ментов в передаче соизмерим с полезным тяговым моментом. За-
меренный при испытаниях на тепловозе 2ТЭ10Л динамический
момент на валу якоря тягового двигателя был равен 8-Ю4 Н-м,
что составляет 186% статического, предельного по сцеплению,
Высокий уровень вибраций в контактах колес с рельсами, обу-
словленный значительной необрессоренной массой и высокими ди-
намическими нагрузками в передаче, приводит к снижению реа-
лизуемого коэффициента сцепления, что впервые было отмечено
канд. техн, наук М. Р. Барским и в последние годы подтвержде-
но рядом зарубежных исследователей. По данным японских ис-
следователей, коэффициент сцепления колесных пар с рельсами
при движении локомотива, имеющего опорно-осевой тяговый при-
вод, со скоростью 25 км/ч на 12% ниже, чем при локомотиве с
опорно-рамным тяговым приводом.
Повышенный уровень вибрации в контактах колес с рельсами
приводит также к увеличению интенсивности износа бандажей ко-
лесных пар и рельсов: на долю локомотивов с опорно-осевыми
тяговыми приводами может приходиться до 70% неравномерного
износа рельсов и лишь 30% — на долю вагонов.
Существенными конструктивными недостатками остаются на-
личие моторно-осевых подшипников скольжения и практическая
невозможность обеспечить герметичность кожуха редуктора.
2*
4
КОНСТРУКЦИЯ ТЯГОВЫХ ПЕРЕДАЧ
В ПРИВОДАХ КЛАССА II
§ 4.1.	ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИЙ ТЯГОВЫХ ПРИВОДОВ КЛАССА II
Основными являются следующие конструктивные особенности
тягового привода класса II: установка тягового двигателя на
подрессоренные части локомотива (раму тележки или кузова);
наличие опорно-осевого редуктора с несущим корпусом; передача
реакций от действия моментов в тяговом приводе на раму те-
лежки не через двигатель, как в приводах класса I, а через кор-
пус редуктора и специальное устройство (подвеска редуктора,
реактивная тяга, упор); соединение вала якоря двигателя (подрес-
соренная часть привода) с валом шестерни редуктора (неподрес-
соренная часть) через тяговую муфту, способную передать тяговый
момент при взаимных перемещениях валов по трем линейным и
двум угловым координатам.
Вследствие значительного кинематического несовершенства
схемы такого привода (см. с. 20) проход неровностей пути мо-
жет вызывать большие динамические реакции в передаче. В си-
лу кинематического возмущения реакции могут быть значительно
снижены уменьшением жесткости упругих связей в кинематиче-
ской цепи якорь — колесная пара и, в частности, уменьшением
торсионной жесткости муфты. Поэтому в приводах класса II воз-
можность снижения жесткости угловой связи по рабочей коорди-
нате — углу поворота вала муфты является серьезным достоин-
ством муфты.
По сравнению с тяговой передачей класса I оказывается воз-
можным значительно снизить неподрессоренную массу. Так, сум-
марная неподрессоренная масса, приведенная к одной колесной
паре электровоза ВЛ80 с приводом класса I, составляет 5490 кг,
а электровоза ЧС4, имеющего привод класса II, — 3700 кг. Вме-
сте с тем тяговый двигатель привода класса II при прочих рав-
ных условиях имеет несколько более жесткие габаритные ограни-
чения, чем в приводе класса I, по следующим причинам: увели-
чен клиренс двигателя, так как он является элементом подрес-
соренной части; имеются зазоры между колесом и торцом тяго-
вого двигателя, обеспечивающие возможность поперечных пере-
3—1216	65.
мещений колесной пары относительно рамы тележки; больше ак-
сиальные размеры корпуса редуктора с подшипниковыми узлами,
поскольку он представляет собой несущий элемент; между двига-
телем и редуктором установлена тяговая муфта.
Если па электропоездах и вагонах метро в силу сравни-
тельно незначительных мощностей эти ограничения не играют
большой роли, то на тепловозах и электровозах выбор типа муф-
ты в значительной мере диктуется ее аксиальными размерами
или возможностью вывода ее из аксиальной размерной цепи, оп-
ределяющей габаритные размеры двигателя. В более сложных
условиях, чем в случае привода класса I, работает рама тележ-
ки, несущая полную массу двигателя и воспринимающая реак-
ции тягового момента в местах крепления двигателя и подвески
редуктора.
§ 4.2.	КОНСТРУКТИВНЫЕ ИСПОЛНЕНИЯ ТЯГОВЫХ МУФТ
Конструкция тяговых муфт, их кинематические и компоновоч-
ные схемы определяются в значительной мере компоновочными
схемами тягового привода (см. рис. 2.7). Все известные муфты
поперечной компенсации при расцентровке имеют значительную
динамическую неуравновешенность, создающую нагрузки, пропор-
циональные квадрату частоты вращения. Поэтому у редуктора
на стороне высокой частоты вращения такие муфты не устанав-
ливают. Исключением является уравновешенная шарнирно-повод-
ковая муфта поперечной компенсации, разработанная в 1976 г.
(см. с. 76).
Основное направление совершенствования приводов класса II
сводилось к применению муфт продольной компенсации; на оте-
чественном э. п. с. впервые такой привод применен на вагонах мет-
рополитена. Рассматривалось несколько вариантов компоновки
передачи по схеме рис. 2.7, б. Размещение муфты продольной
компенсации по этой схеме возможно только при сравнительно
малых осевых размерах, а следовательно, и мощностях тяговых
двигателей. Она положена в основу компоновки привода вагонов
метрополитена, начиная с опытных типа В-4 (1949 г.), а затем
серийных Д, Е. Позже эта схема была использована на электро-
поездах ЭР1 (1958 г.) и всех последующих электропоездах, вы-
пускаемых РВЗ.
На вагонах метрополитена использована муфта (рис. 4.1), ко-
торая имеет длину промежуточного вала 135 мм, что при макси-
мальной расчетной расцентровке 8 мм дает угол перелома ва-
лов 3,4°.
На электропоездах ЭР1, ЭР2 кулачковая муфта при длине
промежуточного вала ПО мм и расцентровке до 8 мм имеет угол
перелома валов 4,17°. Вследствие больших динамических нагру-
зок из-за инерционных и гироскопических моментов [9; 10] муф-
та работала недостаточно надежно и была заменена на резино-
66
Рис. 4.1. Муфта продольной компенсации с коротким карданным валом, примененная в тяговом приводе вагона метропо-
литена:
А, В — полуыуфты; / — кулачок; S — ролик {кольцо); 3 — аакрепительное кольцо; 4 — стати; S — корпус полумуфты; 6 — болт; ? —
уплотнительный шит. в — шариковый подшипник; 9 — гайка; 10 — центрирующая шайба; II — колпачок; 13 — иглы (тела качения)
кордную горообразную (рис. 4.2) с расстоянием между фланцами
130 мм, в которой взаимная подвижность валов осуществляется
за счет деформации резинокордной оболочки. В тяговом приводе
электропоездов ЭР2, ЭР22, ЭР9П широко применяют муфту с то-
рообразным резинокордным элементом (рис. 4.2. а). Она состоит
из ведущего 1 и ведомого 7 фланцев, напрессованных на кониче-
ские хвостовики валов якоря электродвигателя и осевого редукто-
ра, разрезных колец 4 и 5, разгружающих втулок 8, болтов 9,
с помощью которых к фланцам крепится неразрезной резинокорд-
ный упругий элемент, состоящий из каркаса 3, двух металличе-
ских колец 10, наружного 2 и внутреннего 6 защитных резиновых
покрытий.
Каркас оболочки выполнен из перекрещивающихся под углом
45° десяти слоев пропитанного синтетической резиной капроно-
вого корда, края которого для обеспечения надежного его креп-
ления в бортовых частях упругого элемента завернуты вокруг
металлических колец. Кордный каркас защищен от механических
повреждений слоем резины снаружи толщиной 9—12 мм и внут-
ри — 1,5—2 мм. Резиновые покрытия (протекторы) способству-
ют также повышению устойчивости каркаса — основной несущей
части резинокордного элемента при передаче вращающего момен-
Рис. 4.2. Резинокордная муфта, применяемая в тяговом приводе электропоездов
ЭР2, ЭР9,ЭР22 (а), и оболочки муфты, используемой в передаче электропоез-
дов ЭР200 (б)
68
Рис. 4.3. Схемы, поясняющие возникновение осевых сил, действующих на флан-
цы муфты и валы для различных конструкций оболочек муфты
та. В муфте нет подвижных соединений с поверхностным трением,
она не требует постоянного ухода и смазки.
Снижение торсионной жесткости по отношению к жесткости
исходной конструкции с кулачковой муфтой привело к уменьше-
нию максимальных динамических нагрузок передачи (примерно
в 2 раза). Недостатки муфты — высокая радиальная жесткость и
значительные осевые силы, возникающие при высоких частотах
вращения. Их появление объясняется тем, что под действием цент-
робежных сил оболочка муфты (рис. 4.3, а) деформируется
таким образом, что его боковые поверхности принимают кониче-
скую форму (штриховые линии).
Силы в каждой элементарной радиальной полоске корда дей-
ствуют под углом к вертикали (рис. 4.3,6); при этом появ-
ляется осевая составляющая Т= 2 ?n,i sina4i, где — ре-
зультирующая центробежных сил в элементарных радиальных
полосках корда.
Для снижения осевых сил Т изменяют форму оболочки муф-
ты (осевые линии существующей и измененной оболочек показа-
ны соответственно на рис. 4.3,6 и в), так что угол ац становит-
ся равным нулю при деформации оболочки и осевые силы стре-
мятся к нулю.
Для тягового привода скоростного электропоезда ЭР200 соз-
дана более прогрессивная конструкция муфты с резинокордным
элементом размером 520X150 мм. Основное отличие ее от приве-
денной на рис. 4.2, а состоит в том, что резинокордный элемент
снабжен дополнительным «экваториальным* кордным поясом 11
(рис. 4,2 б), в результате чего каркас приобрел вместо арочной
69
характерную вогнутую форму (рис. 4,3,в). В каркасе упругого
элемента уложено восемь слоев корда, в поясе — четыре. «Эква-
ториальный» пояс корда имеет высокую жесткость на растяже-
ние, что препятствует развитию деформации, приводящей к появ-
лению осевой составляющей реакции от центробежных сил. Та-
кая конструкция резинокордного элемента позволила по сравне-
нию с предыдущим элементом повысить предельную частоту вра-
щения муфты с 2000 до 2620 об/мин, но одновременно в 4—5 раз
снизив создаваемые ею аксиальные силы.
Большие возможности для увеличения длины промежуточного
вала муфты предоставляет схема рис. 2.7, в. в которой вал ма-
лого зубчатого колеса выполнен полым и используется для про-
пуска вала муфты. Такая схема применена на дизель-поезде
HST английских железных дорог (рис. 4.4). Для ее реализации
Рис. 4.4. Тяговая передача с муфтой продольной компенсации и полым валом
малого зубчатого колеса (привод дизель-поезда HST, Англия):
70
необходимо, чтобы шестерня имела достаточно большой диаметр,
т. е. было сравнительно мало передаточное число редуктора.
Схема рис. 2.7, г предусматривает использование для увеличе-
ния длины промежуточного вала муфты и его размещения полый
вал тягового двигателя. Применяются две модификации схемы: с
полным использованием длины вала якоря и размещением обеих
полумуфт снаружи тягового двигателя и с частичным использо-
ванием длины и размещением одной из полумуфт внутри якоря.
В первом случае полумуфты, чтобы не уменьшились габарит-
ные размеры двигателя, должны иметь очень малые аксиальные
размеры. В качестве примера можно привести дисковую и плас-
тинчатую муфту швейцарских фирм соответственно SLM и
«Сешерон». Диски в муфте «Летчберг» (рис. 4.5) представ-
ляют собой гибкие стальные диафрагмы, к которым крест-накрест
прикреплены попарно под углом 90° Т-образные фланцы проме-
жуточных ведущего и ведомого валов. Стальная диафрагма вслед-
ствие своей гибкости позволяет соединенному с ней валу повора-
чиваться в любой плоскости и совершать незначительные осевые
перемещения. Соединения фланцев с валами торцовые шлицевые.
Диски имеют малые осевые размеры и размещаются по торцам
двигателя, почти не ограничивая его размеров. В муфте нет под-
вижных соединений с поверхностным трением, а следовательно,
не требуется периодически смазывать и восстанавливать изношен-
ные трущиеся детали. Доминирующей нагрузкой для промежу-
точного вала, расположенного между двумя шарнирами, являет-
ся крутящий момент, т. е. этот вал можно рассматривать, как тор-
сионный. Благодаря этому он может иметь малый диаметр и
вследствие этого, а также значительной длины — высокую тор-
сионную гибкость, что улучшает динамические свойства передачи.
Муфта применена на швейцарских опытных электровозах ВВ9001—
9002, поставленных Швейцарией железным дорогам Франции.
71
Недостаток муфты — в варианте для больших тяговых момен-
тов требуется диафрагма значительной толщины, что снижает ее
гибкость; при деформациях дисков возникает сложное напряжен-
ное состояние, приводящее к появлению трещин,
В пластинчатой муфте фирмы «Сешерон» (рис. 4.6) для связи
Т-образных фланцев оставлены только наиболее нагруженные
части диафрагмы в виде четырех поводков. Чтобы повысить ус-
тойчивость этих поводков к деформациям, они набраны из пакета
тонких пластин, имеющих значительно более высокую гибкость
на изгиб и кручение, чем стальная диафрагма суммарной тол-
щины. Длина промежуточного вала 760 мм. Муфта обладает все-
ми достоинствами предыдущей и более надежна вследствие луч-
ших условий работы материала пластин. Вместе с тем пакет плас-
тин образует статически неопределимую систему и для равномер-
ной передачи усилий всем пластинам точность расположения их
осей и размеров отверстий должна быть очень высокой. Это зна-
чительно усложняет технологию и делает необходимым примене-
ние прецизионных станков и специального оборудования для конт-
роля. Муфта долговечна, но практически неремонтопригодна. С
точки зрения кинематики обе муфты представляют собой конст-
руктивную модификацию карданного вала с двумя шарнирами
Гука.
Пластинчатые муфты фирмы «Сешерон» были применены на
электровозах ЧС1, ЧСЗ и частично ЧС2 первых лет поставки в
Рис. 4.6. Муфта продольной компенсации с торсионным валом (фирма
«Сешерон»):
72
Рис. 4.7. Муфта продольной компенсации с торсионным валом и с полым валом
якоря тягового двигателя (фирма «Шкода»):
СССР. Модификации этой муфты широко применяют на зарубеж-
ном пригородном и городском з. п. с. Впоследствии фирма «Шко-
да» отказалась от производства этих муфт на лицензионной осно-
ве и перешла на муфты собственной конструкции.
Муфта продольной компенсации фирмы «Шкода» (рис. 4.7)
представляет собой классический карданный вал с двумя шарни-
рами Гука. Осевая подвижность двигателя относительно редукто-
ра обеспечивается шлицевым валом, который с целью снижения
нагрузки на шлицы и уменьшения их износа выполнен в виде
шлицевого барабана большого диаметра, Барабан, один из шар-
ниров Гука и промежуточный вал размещены во внутренней по-
лости якоря так называемой бутылочной конструкции.
Все детали муфты могут быть изготовлены в рамках тради-
ционных для машиностроения технологий. Недостатками муфты яв-
ляются наличие тяжелонагруженных подвижных соединений с по-
верхностным трением, в том числе — трением скольжения (шли-
цы барабана), необходимость ухода, смазывания, периодического
восстановления или замены изношенных деталей. Укороченный
промежуточный вал (длина 665 мм) имеет меньшую торсионную
гибкость, чем в конструкциях муфт, описанных ранее. В связи с
тем что в шарнирах Гука использованы игольчатые подшипники,
во избежание местной выработки их цапф рекомендуется уста-
73
новка муфты с предварительной статической расцентровкой по
вертикали 8 мм и горизонтали 15 мм. Муфта фирмы «Шкода»
применена на всех поставляемых в СССР пассажирских электро-
возах чехословацкого производства.
Аналогичная схема применена на электровозах фирмы ASEA
(Швеция); для повышения торсионной гибкости ближний к редук-
тору шарнирный узел выполнен в виде резиновой втулочной муф-
ты с аксиальным расположением втулок, а встроенный в двига-
тель узел — в виде зубчатой муфты.
Для опытного тепловоза 2ТЭ121 ВНИТИ разработана в соот-
ветствии со схемой рис. 2.7, г передача, в которой используется
для внешнего шарнирного узла резинокордная диафрагма, а для
Рнс. 4.8. Передача для тягового привода тепловоза 2ТЭ121:
74
внутреннего — зубчатая муфта (рис. 4.8). В принципе возможно
дальнейшее увеличение длины промежуточного вала (комбина-
ция схем рис. 2.7, г и в), однако в этом нет необходимости, так
как длина вала достаточна и углы перелома валов приемлемы.
Схема рис. 2.7, а предполагает применение муфты поперечной
компенсации; вследствие их малых аксиальных размеров исполь-
зование таких муфт в сочетании с двигателем без полого вала
представляет большой интерес. Практическая возможность осу-
ществления этого появилась после создания уравновешенных
муфт поперечной компенсации; например, канд. техн, наук
В. Н. Перепелкин предложил уравновешенную шарнирно-повод-
ковую муфту (УШПМ), которая затем была усовершенствована
и реализована во ВНИТИ [34].
Ведомый и ведущий фланцы этой муфты образуют трехлуче-
вые звезды I—II—III. I'—1Г—11Г (рис. 4.9), по концам которых
расположены шарнирные узлы. Шарнир каждого луча 1, II, 111
ведущей звезды (рис. 4.9, с) и соответствующего ему луча I’, И',
111' ведомой попарно связаны с двуплечими рычагами А, В, С,
имеющими общий центральный шарнирный узел О, который по-
зволяет им поворачиваться э плоскости вращения муфты, но не
допускает линейных перемещений. Как видно из рис. 4.9, б, шар-
нирно-рычажный механизм передачи этой пары, взятый в отдель-
ности, неустойчив и передать момент не может, так как у дву-
плечего рычага нет опоры. Однако с учетом связей, накладывае-
мых на центральный шарнирный узел всеми тремя рычагами,
он становится фиксированным и в сборе приобретает устойчи-
вость.
Конструктивно УШПМ (рис. 4.10) состоит из ведущего 10 и
ведомого 17 фланцев, на каждом из которых имеется по три вил-
ки, и промежуточного звена, собранного из трех двуплечих ры-
чагов 3, 4 и 5, также снабженных на концах вилками. Рычаги
соединены друг с другом с помощью шарикового подшипника 13
и двух конических роликовых подшипников 12 так, что образуют
в центре промежуточного звена шарнирный узел, позволяющий
поворачиваться им один относительно другого на некоторый угол.
Осевые перемещения подшипников предотвращают фланцы 1, 11
и стопорное кольцо 19. Манжетные кольца 18 не допускают по-
падания в шарнирный узел пыли и влаги. Вилки ведущего флан-
ца муфты соединены с вилками ведущих плеч рычагов, а вилки
ведомых плеч рычагов — с вилками ведомого фланца поводками
2. Крепление поводков к вилкам осуществляется валиками 16,
гайками 15 и стопорными шайбами 14. В головках поводков ус-
тановлены резинометаллические блоки, состоящие из резинового
элемента 9. внутренней втулки 7 и приставного кольца 8. Валик
и втулка фиксируются в вилках фланцев и рычагов шпонками 6
с целью исключения их относительного проворота и, следователь-
но, износа сопряженных поверхностей.
При изготовлении фланцы и рычаги муфты балансируют. Для
уменьшения центробежных сил, действующих на резиновые эле-
75
Рис, 4.9. Схема уравновешенной шарнирно-поводковой муфты (а) и кинемати-
ческая цепь ее одной пары лучей звезд и двуплечевого рычага (б)
Рис. 4.10. Конструкция уравновешенной шарнирно-поводковой муфты УШПМ
76
менты, поводки желательно изготовлять из высокопрочных и лег-
ких алюминиевых или титановых сплавов. В процессе сборки
муфты нужно следить за тем, чтобы разность массы противопо-
ложно расположенных поводков не превышала 0,005 кг; это, как
показывают испытания, обеспечивает ее приемлемый дисбаланс.
Анализируя механизм УШПМ с помощью уравнений аналити-
ческой геометрии на плоскости, характеризующих условие ее
сборки и функционирования, легко убедиться, что в случае сме-
щения соединяемых ею валов на расстояние N(Z) центр промежу-
точного звена переместится на Nn(t}=N(t)/2. При вращении муф-
ты центр промежуточного звена остается неподвижным, что ис-
ключает возможность образования ее динамической неуравнове-
шенности. Именно благодаря этому муфту можно применять для
соединения валов, имеющих высокую частоту вращения. В част-
ности, УШПМ конструкции ВНИТИ, диаметр которой между цент-
рами шарниров равен 580 мм, рассчитана на частоту вращения
до 2000 об/мин и передачу крутящего момента до 30 кН-м при
радиальном, осевом и поперечно-угловом смещениях соединяемых
валов соответственно до 25; 20 мм и 5,3-Ю-2 рад.
Кинематическая погрешность муфты не превышает 4' при ве-
личине расцентровки 30 мм, углы коаксиального закручивания
резинометаллических шарниров определяются не полной, как в
других муфтах поперечной компенсации, а половинной величиной
расцентровки N и длиной поводка /п-
К недостаткам муфты относятся необходимость применения в
1,5 раза больше шарниров, чем в других муфтах поперечной ком-
пенсации, и наличие подвижного соединения с поверхностным
трением — сложного центрального шарнира.
Условия работы муфт любого из названных типов в значитель-
ной мере определяются величиной расцентровки, т. е. поперечно-
го смещения валов полумуфт. Относительные смещения валов,
как правило, имеют статическую и динамическую составляющие.
Статическая составляющая вызвана перемещениями вала тягово-
го двигателя относительно редуктора при реализации тягового или
тормозного момента, а также при воздействии на раму тележки
внешних сил кузова при движении экипажа в прямых и кривых.
Динамическая составляющая смещения валов появляется при ко-
лебаниях тележки и редуктора относительно колесной пары. Ис-
пытаниями (электропоезд ЭР2) установлено, что с увеличением
скорости движения динамическая составляющая, обусловленная
расцентровкой, растет и может достигать с учетом статистиче-
ского разброса 5—7 мм при скорости движения 120 км/ч. Сум-
марное значение расцентровки с учетом статической составляю-
щей равно 10—12 мм.
Частотный анализ динамической составляющей расцентровки
показывает, что ее значение определяется в основном колебания-
ми с частотой 7—8 Гц (собственные частоты колебаний галопи-
рования тележки), а также колебаниями с частотой 10—12 Гц
(собственные частоты колебаний тягового привода).
77
§ 4.3.	ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ КОРПУСА РЕДУКТОРА
И ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
Корпус редуктора. Он объединяет большое и малое зубчатые
колеса редуктора, обеспечивает параллельность их осей и пос-
тоянство централи в условиях действия опорных реакций в под-
шипниковых узлах и внешних сил, передаваемых через муфту и
подвеску редуктора, Одновременно, как и в приводе класса 1, он
служит резервуаром для смазки, предотвращает попадание в пе-
редачу влаги и пыли, утечку смазки по разъему и лабиринтным
уплотнениям.
На электроподвижном составе и на тепловозах с электрической
передачей применяют, как правило, стальные литые (электропо-
езда ЭР), сварные (электровозы ЧС) и сварнолитые (тепловозы
2ТЭ121) несущие корпуса осевых редукторов. Для повышения
жесткости и вибростойкости, а также для увеличения поверхно-
сти охлаждения, корпуса нередко снабжают ребрами жесткости,
расположенными снаружи. Корпус редуктора является неподрес-
соренной массой и поэтому по возможности должен быть облег-
чен.
Сварные и сварнолитые корпуса тяговых редукторов легче ли-
тых. Однако наибольший эффект в снижении массы корпуса ре-
дуктора достигается в случае применения литья из алюминиевых
сплавов, используемых, например, для изготовления несущих кор-
пусов редукторов вагонов метрополитена. Опытные образцы та-
ких корпусов изготовлены ВНИТИ совместно с Коломенским теп-
ловозостроительным заводом (КТЗ) для тепловозов 2ТЭ121. Их
масса в 2,5 раза меньше, чем у сварнолитых стальных корпусов
ВТЗ.
Корпуса редукторов могут быть разъемными и неразъемными,
с асимметричным и симметричным относительно плоскости зуб-
чатого колеса расположением опорных подшипников. Плоскость
разъема проходит через ось ведомого зубчатого колеса.
На корпус редуктора, кроме опорных реакций, распорных уси-
лий в подшипниковых узлах и реакции G в подвеске редуктора
(рис. 4,11), действуют через фланец муфты и вал малого зубча-
того колеса осевые усилия Ум, возникающие в результате осевых
перемещений или центробежных сил в муфтах, а также радиаль-
ные силы ZM, Хм, появляющиеся при расцентровке муфты. По-
следние в зависимости от типа муфт, величин расцентровок, час-
тоты вращения могут измеряться десятками килоньютонов. Что-
бы в этих условиях не нарушалась параллельность зубьев, кор-
пус редуктора должен обладать большой жесткостью на кручение
и изгиб в горизонтальной плоскости. Наибольшей жесткостью и
герметичностью обладают неразъемные корпуса редукторов с сим-
метричным расположением опорных подшипников, применяемые,
в частности, на скоростных электропоездах линии Новая Токайдо.
Однако для демонтажа такого редуктора требуется распрессовка
колесной пары. Асимметричное расположение опорных подшип-
78
ников (рис. 4.12, а) — редукторы электропоездов ЭР1, ЭР2,
ЭР22 — упрощает технологию их смены, но при этом поперечное
сечение редуктора получается открытым, что резко снижает его
жесткость на кручение н поперечный изгиб. На электровозах ЧС4
и скоростном электропоезде ЭР200 применено симметричное рас-
положение подшипников (рис. 4.12,6), что позволяет обеспечить
большую жесткость корпуса, несмотря на ряд мер по облегчению
редуктора как неподрессоренной массы.
Корпус тягового редуктора с вертикальным (фланцевым)
разъемом лишен некоторых из этих недостатков. Изготовить точ-
ный фланец с центрирующей заточкой на карусельном или токар-
ном станке несложно. Проведенные на вибростенде во ВНИТИ
ресурсные испытания такого литого стального корпуса с верти-
кальным разъемом показали, что вероятность коробления подшип-
никовых гнезд у него значительно меньше, чем в традиционных.
Вместе с тем возрастает опасность утечки смазки, что обусловли-
вает повышение требований к уплотнению разъема.
Выполненные во ВНИТИ исследования напряженного состоя-
ния стальных корпусов редукторов для тепловозов ТГМб и
2ТЭ121 показали, что напряжения в их стенках не превышают
30 МПа. Несколько выше напряжения в проушинах реактивных
тяг. Однако в этом месте нет габаритных ограничений и можно
усилить переходы от корпуса к проушинам дополнительными реб-
рами жесткости. Вследствие низких напряжений в несущих кор-
79
Рис. 4.12. Схемы нагружения подшипников опорного узла редуктора при не-
симметричном (а) и симметричном (б) расположении подшипников относитель-
но плоскости симметрии большого зубчатого колеса
80
пусах их расчет и конструирование сводятся к выполнению тех-
нологических указаний на литые и сварные изделия. В частности,
толщина стенок литых корпусов должна быть 10—12 мм.
В сварных корпусах применяют преимущественно стыковые,
тавровые и угловые соединения. Для обеспечения надежности со-
единений осуществляют контроль сварных швов с помощью уль-
тразвуковой или рентгеновской дефектоскопии.
Наиболее напряженными элементами несущих корпусов явля-
ются крепежные изделия. На болты поперечного разъема и флан-
цев осевых редукторов действует интенсивная вибрационная наг-
рузка. Для исключения обрывов болтов в эксплуатации необхо-
димо в процессе производства крепежных изделий тщательно соб-
людать технологию их изготовления и термообработки, а при
сборке корпуса осуществлять контроль усилия затяжки болтов,
для чего применять динамометрические ключи.
В разборных корпусах редукторов расточка отверстий под под-
шипниковые крышки осуществляется с одной установки корпуса
редуктора в сборе на станке. Таким образом гарантируется точ-
ность межосевого расстояния. При сборке она обеспечивается спе-
циальными посадочными буртами на корпусе редуктора. Однако
в процессе сборки и разборки редукторов при ремонте в эксплу-
атации изменяются размеры посадочных поверхностей и, как
правило, точность сборки не обеспечивается. Кроме того, зачас-
тую корпус одного редуктора монтируют на опорные подшипни-
ковые узлы другого, имеющего иные допуски посадочных разме-
ров. Это снижает долговечность основных узлов редуктора и, в
частности, подшипниковых.
Подшипниковые узлы. Существенную эволюцию претерпели
подшипниковые узлы шестерни редуктора электропоездов серии
ЭР. Такой подшипниковый узел электропоезда ЭР1 (рис. 4.13)
был выполнен на сферических подшипниках 5 и удовлетворял
расчетным условиям работы тяговой передачи с кулачковой муф-
той, в принципе не создающей дополнительных осевых нагрузок
на вал 6 шестерни 2. Сферические подшипники не предъявляли
также жестких требований к точности монтажа крышек 3 и 4
в корпус 1. Однако большие осевые нагрузки от кулачковой муф-
ты, возникающие из-за неучтенных при проектировании гироско-
пических явлений [9; 10], были соизмеримы с радиальными на-
грузками и вызывали разрушение элементов муфты и подшипни-
ков. Ненадежная работа и сложность конструкции кулачковой
муфты привели к замене ее резинокордной. Однако в последней
с ростом частоты вращения вследствие деформации оболочки под
действием центробежных сил появлялись осевые силы (около
10 кН), которые перегружали подшипники в осевом направлении
и вызывали их разрушение. Это заставило перейти на более мощ-
ные роликовые подшипники (рис. 4.14,а и б). Однако резино-
кордная муфта имеет высокую радиальную жесткость, вызыва-
ющую при расцентровке валов значительные (до 15 кН) консоль-
но приложенные к валу шестерни нагрузки, создающие его пере-
81
Рис. 4.14. Подшипниковый узел шестерни редуктора тяговой передачи электропоезда ЭР9 (а) и ЭР200 (б):
1 — корпус редуктора; 2 — шестерня; 3 — вал шестерни; 4 — крышка подшипниковая; S — болт; 6 — подшипниковый щит; 7 — болт; в —
крышка подшипниковая; 9 — болт; 10 — стопорный диск; Н — бурт; 12 — зазор; 13 — лабиринтное уплотнение
кос. Подшипниковые узлы, показанные на рис. 4.14, не рассчита-
ны на работу в условиях перекоса вала и поэтому происходит
одностороннее усталостное разрушение их дорожек качения. Кро-
ме этого, часто наблюдается обрыв крепежных болтов 7 (см.
рис. 4.14), крышек 4, 8 и болтов 9 стопорного диска 10.
Чтобы на крепежные болты не действовал изгибающий мо-
мент, применяют крышки с центрирующим буртом 11, перерас-
пределяющим нагрузки между крепежными болтами при монтаже
крышки, а также при действии радиальных сил от муфты. При-
меняют шариковые упорные подшипники. Вследствие того, что в
них предусмотрен радиальный зазор 12 (см. рис. 4.14, б) между
внешним кольцом и крышкой, они воспринимают только осевые
силы.
Такая схема впервые применена ня редукторах электропоез-
дов ЭР22В. Эксплуатационные испытания показали ее высокую
надежность при соблюдении точности сборки и она положена в
основу конструкции редуктора электропоездов ЭР200 и ЭР2Р.
В подшипниковых узлах малого зубчатого колеса редукторов
электровозов серии ЧС применяют сферические подшипники. На-
дежная работа их обеспечивается тем, что они воспринимают в ос-
новном радиальную нагрузку от сил в зубчатом зацеплении. Осе-
вые нагрузки тяговой муфты незначительны, так как уравнове-
шивающие их в осевом направлении силы трения вследствие
большого диаметра шлицевого соединения с валом якоря весьма
малы. Дополнительные нагрузки в радиальном направлении не-
значительны, так как эта муфта обладает практически нулевой
радиальной жесткостью и малой динамической неуравновешенно-
стью.
На электропоездах ЭР200 и электровозах ЧС применена сис-
тема раздельной смазки зубчатой передачи и подшипников ка-
чения. В подшипниках качения используется консистентная смаз-
ка типа ЖРО, а в зубчатой передаче — жидкая осерненная смаз-
ка ТАП15 марки «Л» летом и «3» зимой. Полости подшипников
и зубчатой передачи разделены лабиринтными уплотнениями 13
(см. рис. 4.14, б).
Опыт эксплуатации таких редукторов показал, что жидкая
смазка постепенно проникает в консистентную. Долговечность
подшипников при этом снижается, так как изменяются фрикци-
онные свойства контакта вследствие плохого перемешивания сма-
зок и изменения с течением времени химического состава смеси.
Кроме того, значительно усложняется обслуживание таких редук-
торов в эксплуатации и при ремонте из-за того, что резко возрас-
тает число заправочных точек, а это увеличивает вероятность
пропуска какого-либо узла при смазывании.
У магистральных и маневровых тепловозов с гидропередачей
в осевых редукторах используется единая жидкая смазка для
зубчатой передачи и подшипников качения, подача смазки про-
изводится шестеренчатым насосом. Подшипники качения у таких
редукторов работают надежнее, а долговечность зубчатой переда-
83
чи при прочих равных условиях не снижается. Трудоемкость об-
служивания таких редукторов значительно ниже по сравнению с
описанными конструкциями.
На современных мощных французских электровозах СС21000
с групповым приводом впервые на э. п. с. была применена прину-
дительная единая система смазки подшипников и зубчатого за-
цепления. В масляной магистрали установлены фильтры и маг-
нитные ловушки для очистки смазки, что способствует повыше-
нию технического ресурса зубчатой передачи и подшипников ка-
чения.
По рекомендации ВНИТИ в тяговых редукторах грузовых ма-
гистральных тепловозов 2ТЭ121 применена также единая систе-
ма смазки зубчатой передачи и подшипников качения. Зубчатые
колеса передачи этих редукторов смазывают путем окунания, по-
этому уровень смазки марки ТАП15 в поддоне необходимо под-
держивать на высоте, при которой зуб ведомого зубчатого колеса
смачивается не менее чем на половину высоты, Нежелательно,
чтобы максимальный уровень смазки превышал минимальный бо-
лее чем на 20 мм, так как это приводит к быстрому росту по-
терь энергии из-за перемешивания смазки в редукторе. Осталь-
ные подвижные узлы смазывают, разбрызгивая смазку зубчаты-
ми колесами.
Стендовые испытания осевого редуктора тепловоза 2ТЭ121 во
ВНИТИ показали, что разбрызгиванием смазка подается к под-
шипникам качения в достаточном количестве при всех режимах
его работы.
Необходимы сливные устройства для отвода излишней
смазки от подшипников качения в корпус редуктора для обес-
печения нормальной работы лабиринтных уплотнений.
У современных тяговых редукторов корпуса выполняют с вмес-
тительными поддонами для смазки, благодаря чему, с одной сто-
роны, увеличивается пробег локомотива между очередными доза-
правками, а с другой — снижается температура смазки, что бла-
гоприятно сказывается на долговечности подшипников и зубчатой
передачи. Поддоны редукторов мощных тяговых приводов выпол-
няют с ребрами для усиления теплоотвода. Нижний край запра-
вочной горловины располагают на максимально допустимом уров-
не смазки в поддоне, что предотвращает случайную заправку ре-
дуктора смазкой в объеме, большем установленного. В поддоне
желательно иметь люк для слива смазки и очистки корпуса.
§ 4.4.	ПОДВЕСКИ РЕДУКТОРА И КРЕПЛЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ
На корпус редуктора действует момент от опорных, реакций
в подшипниках вала шестерни, имеющий статическую и динами-
ческую составляющие. Он уравновешивается моментом силы ре-
акции подвески редуктора. Подвеска редуктора должна обладать
необходимой несущей способностью, а также допускать в опреде-
84
ленных пределах перемещение колесно-редукторного блока отно-
сительно рамы тележки, что необходимо для работы упругих
связей буксового узла. Это обусловливает необходимость
шарнирной связи редуктора с рамой тележки по всем коорди-
натам.
Одна из первых отечественных конструкций редукторного уз-
ла привода класса II (рис. 4.15) применена на электропоездах
ЭР]. Серповидная подвеска обеспечивала опирание редуктора на.
длине, близкой к централи, что свело к минимуму величину рас-
центровки муфты при вертикальных перемещениях оси колесной
пары относительно рамы тележки. Примерно такую же подвеску
имеют редукторные узлы вагонов Е метрополитена. В подвеске
предусмотрены два шаровых шарнира типа ШС, соединяющих
серьгу с редуктором и болтом амортизатора. В сферические шар-
ниры первоначально закладывали консистентную смазку при.
сборке. Впоследствии были установлены пресс-масленки, позво-
ляющие добавлять смазку при технических осмотрах. К сожале-
нию, не удается обеспечить удовлетворительное смазывание сфе-
рических шарниров, что ведет к их быстрому износу. Изогнутость
8S
подвески приводит к возникновению в ней наряду с усилиями
сжатия-растяжения больших изгибающих моментов; на электро-
поездах ЭР1, ЭР2 серьгу много раз усиливали, что было вызвано
появлением трещин на ее внутренней стороне.
На электропоездах последующих серий в связи с заменой ку-
лачковых муфт на резинокордные, допускающие большие величи-
ны расцентровки, появилась возможность изменить конструкцию
подвески, заменив шарниры ШС двумя пакетами резиновых амор-
тизаторов. Амортизаторы выполняли одновременно функции шар-
ниров и упругих элементов, способствующих снижению динамиче-
ских моментов в передаче (рис. 4.16). В некоторых случаях роли
упругого и шарнирного элементов совмещены и их функции вы-
полняют резиновые втулки (одна или несколько), Такие конст-
рукции применены на электровозах серии ЧС. Подобная конст-
рукция подвески показана на рис. 3.2.
В тяговых приводах подвеска редуктора в большинстве случа-
ев должна быть выполнена регулируемой, чтобы можно было
устанавливать начальную раснентровку муфты. Необходимость в
регулировке возникает, например, в тяговых приводах электропо-
ездов и вагонов метрополитена, где применены муфты, допуска-
ющие небольшие расцентровки.
Например, положение редуктора в тяговых приводах электро-
поездов ЭР1, ЭР2 регулируется так, что при предельной нагруз-
ке от веса пассажиров и под тарой абсолютная величина рас-
центровки муфты не превышает 12 мм. Для этого под тарой гео-
метрическая ось вала шестерни редуктора должна быть на 3—
5 мм ниже геометрической оси вала двигателя. В случае предель-
ной нагрузки ось вала двигателя в результате прогиба рессорно-
го подвешивания опустится ниже оси шестерни на 3—5 мм. Учи-
тывая, что динамическая составляющая расцентровки не превы-
шает 7 мм, можно заключить, что при любой нагрузке от веса
пассажиров суммарное значение величины расцентровки будет
12 мм и не превысит допустимое. Как правило, такое регулиро-
вание необходимо при муфтах с ограниченной допустимой расцен-
тровкой, меньшей суммарного максимального прогиба буксового
рессорного подвешивания.
На конструкцию подвески редуктора большое влияние оказы-
вает конструкция рамы тележки, а точнее, расположение попереч-
ной балки тележки над уровнем головки рельса (УГР). Однако
требования, которые предъявляются к подвеске как к элементу,
компенсирующему реактивные силы, содержащему упругий амор-
тизатор и регулирующему положение оси вала шестерни над
уровнем головки рельса, сохраняются.
На электропоезде ЭР200 с низкорасположенной поперечной
балкой тележки, что объясняется применением пневмоподвеши-
вания, шарнирный и упругие элементы совмещены; положение
редуктора регулируется гайками. В подобной конструкции
подвески электропоездов ЭР2Р (рис. 4.17) регулировка осуществ-
ляется подбором прокладок 2.
86
Рис. 4.16. Подвешивание
редуктора электропоезда
ЭР2, ЭР22;
I — прилив верхнее половины
корпус»; 2 — стержень под-
вески; 3 — резиноыеталличес-
кий амортизатор; < — предо-
хранительная шпилька попе-
речной балки рамы тележки;
S — проушина прилива кор-
Рис. 4.17. Конструкция подвески редуктора тяговой передачи электропоезда
87
амортизатора подвески редуктора
электропоездов
Для надежной работы подве-
сок, в которых применены упру-
гие резиновые элементы в виде
втулок и пакетов амортизаторов,
необходимо выполнять опреде-
ленные требования. Работа рези-
новых втулок и требования к ним
подробно рассмотрены в гл. 10,
работа резинового блока аморти-
заторов (рис. 4.18) требует не-
которых пояснений.
Болт подвески 1 с кронштей-
ном 4 рамы тележки связан с по-
мощью верхнего 7 и нижнего 3
резиновых амортизаторов, стяну-
тых верхней 5 и нижней 8 гайка-
ми. Центрирование амортизаторов
осуществляется этими гайками,
имеющими бурты 6, а величина
деформации амортизаторов при
затягивании гаек определяется
2. Резиновые амортизаторы дол-
этого при монтаже их сжимают.
дистанционной упорной втулкой
жны работать параллельно, для______..г......... .... - .. .
чтобы создать предварительный натяг, определяемый действующей
в эксплуатации максимальной силой. Если действующая сила G
превысит предварительный натяг, произойдет «раскрытие» амор-
тизатора, т. е. образуется зазор между гайкой и амортизатором
>(см. рис. 4.18) и снятие нагрузки с гайки 5. При изменении на-
правления силы G болт переместится на величину зазора и шай-
ба ударится в верхнюю гайку. Таким образом, на гайку будут
действовать переменные силы, которые при наличии зазоров в
резьбе вызывают ее износ, в результате чего все резьбовое сое-
динение может потерять несущую способность. Чтобы не допустить
«раскрытие» амортизатора, необходимо правильно собрать рези-
новый амортизатор, выдержав допуски на размеры элементов,
входящих в размерную цепь и определяющих предварительный на-
тяг
4 — Ла1 +	+ hKp (ftgT + 2 йбр),
где hai, ha-. — высота соответственно верхнего и нижнего амортизаторов в сво-
бодном состоянии;
йвг — толщина опорной поверхности кронштейна подвески редуктора;
hat — высота дистанционной ограничительной втулки;
Ьц — высота бурта специальной гайки.
Силы затяжки Р3 зависят от жесткости амортизаторов и опре-
деляются величиной Д:
где к( л кг — коэффициенты жесткости соответственно верхнего и нижнего
амортизаторов в свободном состоянии.
Условие отсутствия «раскрытия» амортизатора имеет вид
Рз>0. где G — максимальная сила, действующая на подвеску и
достигающая 32 кН для электропоездов ЭР2 и ЭР22.
Поскольку оба амортизатора работают параллельно, сила за-
тяжки 16 кН достаточна, чтобы не произошло «раскрытия». Рас-
чет вероятности «раскрытия» блоков амортизаторов с учетом тех-
нологических отклонений размеров элементов узла подвески по-
казал, что она равна 40% для электропоездов ЭР22 и 20% для
электропоездов ЭР1. Чтобы вероятность раскрытия амортизато-
ров не превышала 3%, необходимо устанавливать в один блок
амортизаторы одинаковой жесткости и обеспечивать предвари-
тельный натяг в пределах 6—10 мм, подбирая размеры дистан-
ционной втулки.
Особенностью тягового привода класса II является необходи-
резо-
мость жесткого крепления тягового двигателя к раме тележки.
Элементы крепления (кронштейны, балки, амортизаторы, болты,
клинья) предназначены для фиксации тягового двигателя на
раме и передачи различных сил от корпуса двигателя на ее по-
перечные (иногда продольные) балки.
Существуют две схемы передачи нагрузок от двигателя на ра-
му тележки: консольная и безмоментная, В случае консольного
крепления (рис. 4.19) и действия на корпус двигателя 2 динами-
ческих сил Щд2л к поперечной балке 1 прикладывается кру-
тящий момент (Л4к₽=Щдг д£д). При соответствующих жесткости
балки на кручение и массы двигателя образуется динамическая
система, резонансные частоты которой находятся в зоне, соответ-
ствующей эксплуатационным скоростям. Возмущающей силой в
этом случае является остаточный дисбаланс ротора тягового дви-
гателя и при определенной частоте вращения возникают
нансные явления, приводящие к
появлению трещин в местах при-
мыкания поперечных балок.
Схема подвешивания д
телей, приведенная на рис.
используется на тележках элект-
ропоездов с двигателями мощно-
стью до 250 кВт (электропоезда
серии ЭР, вагоны метрополите-
на типа Ё). Однако с ростом
мощности двигателей увеличива-
ется их масса, растут инерцион-
ные, а также реактивные силы,
вызванные тяговым моментом, и
становится необходимым приме-
нять более прогрессивную схему
крепления тяговых двигателей—
безмоментную. Особенность ее
заключается в том, что двига-
Рис. 4.19. Конструкция крепления
тягового двигателя электропоездов
ЭР1, ЭР2, ЭР9, ЭР22 к раме тележ-
ки (консольная схема):
/ — поперечная балка рамы тележки;
2 — тяговыП двигатель; £д — плечо
деПствнл веса двигателя
89
Рис. 4.20. Конструкция крепления тягового двигателя электровоза ЧС4
на раму тележки (безмоментная схема)
90
Рис. 4.2!. Конструкция крепления тягового двигателя на раме тележки вагона
метрополитена модели 81-717:
/ — регулируемая наклонная тяга; 2 — тяговый двигатель (мощность НО кВт); 3 — ось
колесное лары; 4 — продольные балки рамы тележки
тель опирается на две поперечные балки рамы тележки — цент-
ральную и концевую или специальную дополнительную балку,
связанную с поперечными балками рамы болтовыми соединени-
ями (электровозы ЧС1, ЧСЗ, ЧС2).
На электровозе ЧС4 (рис. 4.20) тяговый двигатель имеет три
точки опоры А, Б, В на раму тележки (статически определимая
схема). Необходимым элементом крепления является кронштейн
двигателя, создающий третью точку опоры В. Рассматриваемое
крепление позволяет регулировать высоту положения вала якоря.
Для этого на опытных электровозах ВЛ81, ВЛ84 (с приводом
класса III) предусмотрены шарнирные опоры в точках A r Б,
ось вращения которых параллельна оси колесной пары; это
необходимо для регулировки начальной расцентровки тяговой
муфты.
На новых вагонах метрополитена также применяется безмо-
ментная схема подвешивания тягового двигателя (рис. 4.21), при
которой происходит уравновешивание вращающих моментов по-
перечных балок в результате передачи нагрузки Ра от веса тяго-
вых двигателей наклонными тягами на противоположные каждо-
му из двигателей поперечные балки.
5
КОНСТРУКЦИЯ ТЯГОВЫХ ПЕРЕДАЧ
В ПРИВОДАХ КЛАССА III
§ 5.1.	ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ ТЯГОВЫХ ПРИВОДОВ КЛАССА III
Основными конструктивными особенностями тягового привода
класса III являются следующие: установка как тягового двига-
теля, так и редуктора на подрессоренные части локомотива; сое-
динение вала большого зубчатого колеса с колесной парой через
тяговую муфту. Таким образом, все основные элементы тягового
привода оказываются подрессоренными, что уменьшает воз-
действие на них динамических нагрузок, снижает неподрессорен-
ные массы локомотива и тем самым его воздействие на путь.
Вместе с тем подрессоривание редуктора создает дополни-
тельные габаритные ограничения: вследствие увеличения клирен-
са до 180 мм необходимо уменьшить предельный диаметр боль-
шого зубчатого колеса примерно на 30 мм по сравнению с его
диаметром в приводах класса I и II; появление зазора между по-
лым валом большого зубчатого колеса и осью колесной пары обус-
ловливает увеличение централи. Все это приводит к уменьшению
максимального реализуемого в одной ступени передаточного от-
ношения редуктора, что не играет большой роли для пассажир-
ских, но весьма существенно для грузовых локомотивов.
Корпуса редукторов тягового привода класса III конструктив-
но компонуют в один блок с двигателем или даже с тележкой;
в отдельных случаях они выполняют роль ее несущего элемента.
В целом требования к жесткости и герметичности, предъявля-
емые к корпусам редуктороз класса III, аналогичны требовани-
ям, изложенным для редукторов класса II.
Отличительной особенностью большинства редукторов класса
III является наличие подшипникового узла полого вала ведомо-
го зубчатого колеса с большим внутренним диаметром, что позво-
ляет пропустить через него ось колесной пары (с зазором) и полый
вал зубчатого колеса.
Особенности конструкции тягового привода класса III рас-
смотрим на примере привода пассажирского тепловоза ТЭП70
(рис. 5.1), в котором использованы тяговые муфты типа «Альс-
том», вынесенные за пределы колес. Полый вал ведомого зубча-
92

Рис. 5.1. Колесно-моторный блок тепловоза ТЭП70:
93
того колеса вращается в подшипниках скольжения, смазываемых
принудительно с помощью шестеренчатого насоса, Тяговый дви-
гатель опирается на раму тележки в трех точках. Кожух редук-
тора прикреплен к остову тягового двигателя.
§ 5.2.	МУФТЫ ПОПЕРЕЧНОЙ КОМПЕНСАЦИИ
В первый период разработок тяговых приводов класса Ш бы-
ло создано большое количество разнообразных конструкций муфт
поперечной компенсации на основе пружинных и шарнирно-ры-
чажных механизмов. По мере накопления опыта их эксплуатации
обозначилась четкая тенденция к преимущественному использова-
нию конструктивно простых шарнирно-рычажных муфт.
Наибольшее распространение в последние два десятилетия по-
лучила шарнирно-рычажная муфта французской фирмы «Альс-
том*. Ею оснащены все локомотивы этой фирмы послевоенного
выпуска, поставляемые как на французские железные дороги, так
и на экспорт, локомотивы некоторых серий английских, испан-
ских и других европейских дорог. В СССР подобная муфта при-
меняется на тепловозах ТЭП60 и ТЭП70.
Муфта представляет собой шарнирно-рычажный механизм (рис.
5.2), состоящий из дцух ведущих 1, 3, двух ведомых 2, 4 повод-
ков и так называемой плавающей шайбы 5, собранной по схеме
антипараллелограмма. Ведущие поводки внешними шарнирами
присоединены к пальцам большого зубчатого колеса, ведомые —
к пальцам центра колесной пары (см. сечение А—А). В качест-
ве шарниров используются цилиндрические сайлент-блоки 6 и 7.
При расцентровке ведущего и ведомого валов происходят пово-
рот поводков в плоскости муфты и деформации коаксиального
скручивания резиновых втулок шарниров; при угловых и осевых
смещениях валов возникают осевой сдвиг и поперечно-угловая
деформация втулок. Симметричная схема обеспечивает практи-
чески идентичные условия работы всех поводков и шарниров, что
позволяет делать их унифицированными. В процессе вращения
при наличии расцентровки возникает кинематическая погреш-
ность (попеременное отставание и забегание вперед ведомого
вала относительно ведущего на угол ф), центр плавающей шай-
бы описывает окружность диаметром, равным величине расцен-
тровки, с частотой, равной удвоенной частоте вращения муфты;
плавающая шайба совершает угловые колебания относительно,
ведущего вала на угол ф. Кинематическая погрешность приводит
к появлению переменной составляющей передаточного отноше-
ния, и, как следствие, — к возникновению динамических момен-
тов в передаче, а круговое движение шайбы — к дополнитель-
ным центробежным усилиям.
Шайба вследствие размещения на ней четырех посадочных
мест для крепления резинометаллических шарниров и четырех-
точечной схемы нагружения довольно громоздка и сложна по кон-
94
Рис. 5.2. Шарнирно-поводковая муфта поперечной компенсации фирмы
«Альстом».
Рис. 5.3. Шарнирно-рычажная муфта фирмы «Эрликон»:
Шарнир 7
»5
струкции. Для снижения массы плавающая шайба выполняется
тонкостенной с большим числом ребер жесткости (см. на рис.
5.2 сечения А—А, В—В).
Используется также и шарнирно-рычажная муфта швейцар-
ской фирмы «Эрликон» (рис. 5.3), примененная на ряде локомоти-
вов итальянского производства, в том числе на выпущенных в
последние годы электровозах Е444.
Муфта имеет два тяговых поводка Cl, С2 (рис. 5.4), два ры-
чага А1-С1, А2-С2 и плавающую рамку В1-В2. Через шарниры D
муфта связана с большим зубчатым колесом, через шарниры А—
с колесным центром. Все соединения перечисленных элементов—
шарнирные. Расположены шарниры Al, Ci, А2, С2 по вершинам
квадрата.
Тяговые усилия Л и Т? пальцев DI, D2 большого зубчатого
колеса передаются шарнирам Cl, С2 рычагов и пытаются повер-
нуть их вокруг шарниров Al, А2, укрепленных на центре колеса.
При этом возникают реакции 7?1Ш, Ягш и RKi, RKz в шарнирах В
и А; первые взаимно уравновешиваются, сжимая или растягивая
плавающую рамку, вторые создают пару сил Як1, /?к2, реализу-
ющих тяговый момент на колесе.
Рис. 5.4. Схема сил, действую-
щих па шарниры муфты фирмы
«Эрликон»
Муфта имеет простую конструкцию, все элементы ее подвер-
гаются простейшему одноосному нагружению, что упрощает соз-
дание легкой надежной конструкции с высокой степенью исполь-
зования материалов. Особенностью муфты является то, что сред-
ний шарнир рычага испытывает двойную по сравнению с осталь-
ными статическую нагрузку и, следовательно, детали шарниров
не могут быть унифицированы. Более существенны неравноцен-
ные условия работы шарниров: угол поворота шарниров поводка
при расцентровке муфты примерно в 2 раза больше, чем у шар-
ниров рычага, что делает их неравноценными по долговечности.
При вращении муфты, имеющей постоянную расцентровку ва-
лов, центр плавающей шайбы вращается в пространстве по окру-
жности диаметром, равным поло-
вине величины расцентровки валов,
с частотой, вдвое большей частоты
вращения муфты, Заметно улуч-
шить условия работы шарниров
можно, перейдя от схемы, вписан-
ной в квадрат, к схеме, вписанной
в ромб.
В этом случае удается в тот
же диаметр колеса вписать муф-
ту с поводком большей длины и
добиться меньших по абсолютному
значению углов поворота шарниров
поводка при расцентровке муфты.
Снижается и кинематическая по-
грешность муфты.
96
3*
Обе муфты в большей или меньшей степени обладают кинема-
тической погрешностью; ее можно избежать, применив шарнирно-
рычажную муфту с поводками, собранными в параллелограмм,
которая предложена канд. техн, наук А. И. Кравченко. Эта муф-
та обладает высоким кинематическим совершенством, но в ней,
однако, требуется применять плохо поддающуюся уравнове-
шиванию плавающую шайбу, имеющую значительные размеры и
массу.
Для сравнения свойств перечисленных муфт выполнен кинема-
тический анализ их в сопоставимых условиях: размеры муфт при-
ведены к размерам муфты фирмы «Альстом», примененной на
тепловозе ТЭП60 (диаметр колеса 1050 мм): величина расцентров-
ки z постоянна и равна 40 мм, что для большинства реальных
конструкций соответствует наиболее неблагоприятному случаю,
когда полностью выбран зазор между осью колесной пары и по-
лым валом зубчатого колеса, В качестве основных критериев срав-
нения приняты следующие: углы коаксиального закручивания
шарниров а и Р; угол кинематической погрешности муфты 0;
угол поворота плавающей шайбы относительно колеса е и диа-
метр окружности траектории центра плавающей шайбы при по-
стоянной величине расцентровки г.
Схемы муфт, их параметры, расчетные формулы и результаты
кинематического анализа приведены в приложении. В муфте фир-
мы «Эрликои» размер поводков &=251 мм принят из условия, что
отношение b/а равно аналогичному отношению в муфте итальян-
ского электровоза Е444; в муфтах ромбовидной и А. И. Крав-
ченко размер 2е=191 мм принят такой же, как в муфте фирмы
«Эрликои». Для всех муфт принято ^=624 мм, z=40 мм.
Как видно из приложения, наиболее удачное сочетание кинема-
тических свойств имеет муфта ромбовидного типа. В ней по срав-
нению с муфтой фирмы «Альстом» на 21—25,8% меньше углы ко-
аксиального закручивания сайлент-блоков, ниже на 11,2% кине-
матическая погрешность и на 53% угол качания плавающей шай-
бы относительно колеса, вдвое меньше диаметр окружности вра-
щения плавающей шайбы. Кроме кинематических преимуществ,
муфта имеет плавающую шайбу уменьшенной массы, что значи-
тельно снижает дополнительные динамические нагрузки.
Муфта фирмы «Эрликон» несколько лучше муфт «Альстом»,
по проигрывает ей в условиях работы одной пары шарниров.
Вследствие того что диаметр окружности вращения центра плава-
ющей шайбы вдвое меньше, чем в муфте фирмы «Альстом», и
существенно меньше масса этой шайбы, примерно в 3 раза сни-
жаются центробежные усилия, передаваемые с шайбы на по-
водки.
Высокие инерционные характеристики плавающей шайбы муф-
ты А. И. Кравченко в сочетании с большим диаметром вращения
центра сводят на нет преимущества ее перед муфтой фирмы
«Альстом» по ряду важных кинематических показателей, в част-
ности, по значению углов 0, е, а, р.
4—12J6
97
§ 5.3.	МУФТЫ ПРОДОЛЬНОЙ КОМПЕНСАЦИИ
Муфты продольной компенсации представляют собой различ-
ные модификации карданного механизма, в них можно разли-
чить ведущий, ведомый и промежуточный валы, соединенные по-
парно шарнирными устройствами, позволяющими смежным ва-
лам поворачиваться на некоторый угол (угол перелома осей ва-
лов) один относительно другого.
Как уже было показано, применение муфты продольной ком-
пенсации позволяет, увеличив длину промежуточного вала, полу-
чить более благоприятные, чем в муфтах поперечной компенса-
ции, условия работы шарнирных узлов, определяющих в значи-
тельной мере надежность передачи. Снижение угла перелома
осей промежуточного аала относительно осей ведущего и ведомо-
го валов способствует уменьшению кинематической погрешности,
присущей большинству типов шарнирных соединений валов. Все
это предопределило наблюдающуюся тенденцию к распростране-
нию муфт продольной компенсации.
Одной из наиболее широко применяемых муфт такого типа яв-
ляется карданная муфта передачи Жакмен (рис. 5.5,а), исполь-
зуемая в тяговом приводе французских электровозов ВВ9200,
ВВ12000, ВВ9400, ВВ15000, и их модификациях, в том числе по-
ставляемых в ряд зарубежных стран. Передача Жакмен приме-
нена на тепловозах ВВ67400, электропоездах Z6400 и опытном
скоростном турбопоезде TGV. Тележки с передачей Жакмен про-
изводились по лицензии в Индии и Венгрии (тепловоз V43); в
Советском Союзе эта передача была применена на опытном элект-
ровозе ВЛ40.
В передаче Жакмен использована карданная муфта с двумя
модифицированными шарнирами Гука (рис. 5.5,6). Вращающий
момент передается от вала двигателя через насаженную на него
шестерню и промежуточное зубчатое колесо на большое зубчатое
колесо 4, а от него — через два установленных в диаметрально
противоположных точках крон-
штейна 2 полого вала и запрессо-
ванные в них радиально располо-
женные пальцы и далее — на
резинометаллические шарниры 3
(сайлент-блоки) кольца 8. Ве-
домая пара шарниров 9 кольца
расположена также в диаметраль-
но противоположных точках коль-
ца, но со сдвигом относительно
первой пары на угол 90°. Эта
пара шарниров соединена с ведо-
мой парой пальцев, запрессован-
ных в кронштейны 7 полого про-
межуточного вала 10. Таким об-
разом, кольцо, шарнирно присое-
98
диненный полый вал и вал зубчатого колеса образуют шарнир
Гука (см. рис. 5.5,6), отличающийся от классического тем, что
сами шарниры, выполненные в виде сайлент-блоков, обладают
упругой податливостью. Второй конец полого вала аналогичным
образом стыкуется со вторым шарнирным кольцом 1, которое в
свою очередь связано с колесным центром 11.
Особенность передачи Жакмен заключается в том, что кардан-
ная муфта не только передает тяговый момент, но и осуществля-
ет поперечную связь колесной пары с рамой тележки. Специаль-
ные конические подшипники зубчатого колеса 6 и мощный не-
съемный несущий корпус редуктора 5, имеющий большое сопро-
тивление на поперечный изгиб, позволяют сделать это. Корпус
редуктора играет, по существу, роль главной продольной балки
тележки.
С момента применения в 1952 г. на прототипе электровоза
ВВ9004 передача Жакмен была выполнена в нескольких моди-
фикациях.
Так, первоначально два шарнира связи с колесным диском
имели аксиальное расположение и внутри каждого из них нахо-
дился пружинный механизм с преднатягом, который должен был
служить ограничителем чрезмерных поперечных динамических
усилий, возникающих при взаимодействии с путем. Функции ра-
диального шарнира выполняла утолщенная резиновая втулка
сайлент-блока. Сложность конструкции оправдывалась тем, что
передача предназначалась для опытных поездок электровоза
ВВ9004 с предельной возможной для железных дорог скоростью.
Динамические испытания вплоть до предельной скорости
331 км/ч показали, что уровень поперечных динамических сил,
передаваемых через муфту, низок. Это позволило перейти на схе-
му с двумя парами радиально расположенных шарниров и тем
самым унифицировать кольца и шарниры.
Впоследствии необходимость выполнить корпус редуктора
съемным, а также облегчить условия работы конических подшип-
ников зубчатого колеса привела к тому, что пришлось передать
хотя бы частично функции муфты как элемента, воспринимающе-
го поперечные силы при движении локомотива в рельсовой колее,
буксовому узлу. Поэтому на локомотивах ВВ15000, СС21000 бо-
лее поздних выпусков и их модификациях установлен поводко-
вый буксовый узел фирмы «Альстом» и тележка имеет боковые
балки, способные воспринять поперечные силы. Поперечные силы
с колесной пары на раму тележки передаются в этом случае как
через буксовые узлы, так и через тяговую передачу.
Для снижения доли сил, проходящих через тяговую передачу,
необходимо уменьшить аксиальную жесткость ее связи с тележ-
кой. Это достигается возвратом к аксиальному расположению од-
ной пары шарниров (рис. 5.6) и соответствующим подбором тол-
щины их резиновых втулок. Работая на сдвиг вдоль своей оси,
резиновая втулка сайлент-блока имеет значительно меньшую
жесткость, чем в радиальном направлении. В последней модифи-
9?
Рис. 5.6. Тяговая передача с муфтой Жакмен электровоза СС21000 французских железных дорог:
t — большое зубчатое колесо редуктора; 2 — резиновая втулка сайлент-блока: 3 — полый вал большого зубчатого колеса редуктора; 4 —
карданное кольцо муфты; 5 — болт крепления сайлент-блока к кронштейну полого вала; 6 — кронштейн полого вала; 7 — полый вал муф-
ты; 8 — колесо колесной пары; 9 — ведомое карданное кольце; /0 —блок подшипников большого зубчатого колеса
кации передача принимает на себя примерно 30% поперечных
усилий, остальные передаются через буксовые узлы.
В большинстве конструкций (на электровозах ВВ9200,
ВВ9400, ВВ15000, ВВ7200, V43) муфту устанавливают между ре-
дуктором и ведомым диском колеса, что дает возможность при-
менять промежуточный вал длиной 750—845 мм (для подвижно-
го состава западноевропейской колеи 1435 мм),
На электровозе СС21000 (см. рис. 5.6) и его модификациях
муфта установлена между двумя дисками колес. В этом случае
длину промежуточного вала увеличивают до 1110 мм.
Вследствие малых углов перекоса осей валов низок уровень
переменной составляющей деформации радиально установленных
втулок на коаксиальное кручение и аксиально установленных на
поперечно-угловой поворот, а следовательно, медленно накопля-
ются явления усталости. Статическая нагрузка на резиновые втул-
ки также сравнительно невелика, поскольку значительны диа-
метр (до 630 мм по осям втулок) шарнирных колец и диаметр са-
мих резиновых втулок (до 125 мм),
Все перечисленное делает муфту Жакмен одной из наибо-
лее надежных и долговечных из известных тяговых муфт. Износу
подвергаются только резиновые втулки, которые в случае необ-
ходимости заменяют при заводских ремонтах после пробега
1,2 млн. км и более.
Недостаток муфты Жакмен — трудность размещения двига-
теля вблизи оси колесной пары из-за наличия карданных ко-
лец. Этот недостаток не проявляется в мономоторных тележ-
ках, а также в тележках с индивидуальным приводом и зуб-
чатой передачей, имеющей промежуточную шестерню (например,
электровоз ВВ9200 и его модификации), поскольку в них
двигатель по другим соображениям отнесен от оси колесной
пары.
Универсальный шарнир Кардана, разновидность которого при-
менена в передаче Жакмен, кинематически несовершенен: мгно-
венные значения угловых скоростей у входного и выходного валов
различны.
Кинематическая погрешность А<р, равная разности абсолют-
ных значений углов поворота cpi входного вала и фз выходного,
определяется как
Д«р ss у3 — j — 0,25 (aj — a|)sin2 <pj,	(5.1)
где ai, as — углы между осями вращения соответственно входного и проме-
жуточного валов, промежуточного п выходного.
Для карданного механизма с упругими шарнирами кинемати-
ческая погрешность зависит еще и от углов у(, уг поворота ва-
лов, вызванных деформациями шарниров [26]:
Ду = 0,25 (cij — а2) sin2 yj + Tj + -f2 + 0,25 у, [а? — (2 a| — s,) cos2?,] +
+ 0,25 т2а|(I —cos2vj).	(5.2)
101
Область применимости этого выражения требует некоторых
уточнений. Торсионную жесткость упругих шарниров карданных
передач сознательно выбирают весьма высокой исходя из обеспе-
чения долговечности резиновых втулок и снижения склонности
привода к автоколебаниям при боксованин. Угловые деформации
уь у2 шарниров не превосходят 0,005—0,008 рад даже при реали-
зации моментов, предельных по сцеплению.
Входя множителями в члены переменной части выражения
где фигурируют квадраты также весьма малых величин сс, они
практически обращают эту часть выражения в нуль, Поэтому при
динамических расчетах учитывать торсионную гибкость упру-
гих шарниров в передаче, аналогичной передаче Жакмен, не
требуется и можно пользоваться выражением (5.1).
Другой особенностью передач с карданным механизмом явля-
ется изменение приведенной жесткости трансмиссии вследствие
переменного передаточного отношения от входного вала к проме-
жуточному и от него — к выходному. Это приводит к парамет-
рическому возмущению колебаний,
Применительно к локомотивным передачам эти вопросы иссле-
дованы рядом отечественных и зарубежных авторов (26].
Исследуя явления параметрического резонанса, многие авто-
ры приходят к неоднородному линейному дифференциально-
му уравнению 2-го порядка с периодическими переменными ко-
эффициентами вида уравнения Матье, имеющего неустойчивые об-
ласти решений. Однако возникновение параметрического резонан-
са возможно только при очень малом трении в системе. Так, от-
мечается, что в передаче Жакмен даже для главного парамет-
рического резонанса логарифмический декремент колебаний сис-
темы должен быть менее 1,6-10-3, что по крайней мере в 30 раз
меньше значений, получаемых в тяговых передачах опытным пу-
тем; поэтому нет необходимости исследовать передачу на парамет-
рические резонансы.
Вместе с тем даже в условиях устойчивых колебаний измене-
ние жесткости передачи, вызванное переменным передаточным от-
ношением, может создать при углах перелома шарниров, больших
4е, заметное параметрическое возмущение. Углу а=4° соответст-
вует боковой наклон тележки, сопровождаемый деформацией
буксовых рессор, равной примерно 75 мм, или расцентровкой кар-
данного вала, превышающей 50 мм, что по меньшей мере вдвое
больше реально возможных значений, Таким образом, учитывать
переменную жесткость может понадобиться только при кардан-
ной связи между элементами привода, расположенными на ку-
зове и тележке, где при проходе кривых возможны углы а>4°.
Для карданных механизмов передачи, соединяющих элементы
привода, расположенные на тележке и оси колесной пары, доста-
точно учесть кинематическое возмущение, описываемое уравнени-
ем (5.1), выбрав режим, в котором наиболее неблагоприятным об-
разом сочетаются возмущающее действие перелома одного шар-
нира ( at) и компенсирующее («2) — второго.
102
Количественная оценка явлений, связанных с работой кардан-
ной муфты, дана в гл. 7.
Чтобы отказаться от необходимости установки промежуточно-
го зубчатого колеса, в приводах класса III применяют муфты
продольной компенсации, шарнирные узлы которых в отличие от
карданных колец в муфте Жакмен не препятствуют раз-
мещению тягового двигателя в непосредственной близости от по-
лого промежуточного вала. Примером этого являются конструк-
ции в муфте фирмы «Сименс» (рис. 5.7) и ВВС. Тяговый момент
с шестерни 1 передается на большое зубчатое колесо 2, враща-
ющееся в подшипниках, насаженных на полую ступицу 3, кото-
рая является частью корпуса редуктора. Пальцы 9, запрессован-
ные в ступицу зубчатого колеса, несут на себе сферические шар-
ниры 7 поводков 6. Поводки вторыми концами через сферические
резинометаллические шарниры соединяются с звездообразным
торцовым фланцем 8 полого промежуточного вала муфты.
Тяговый момент со звездообразного фланца передается через
полый промежуточный вал муфты на фланец 5, установленный на
противоположной стороне. Он соединяется с колесным центром
парами резинометаллических сегментов 4, образующих единый
сферический шарнир с центром в точке 0.
Обе полумуфты обладают угловой и аксиальной подвижностью,
а сегменты, имеющие резиновые блоки большой высоты, кроме
Рис. 5.7. Тяговая передача привода класса III фирмы «Сименс»
103

того, обеспечивают значительную торсионную гибкость в переда-
че. Последнее, как известно, весьма желательно при использова-
нии в качестве тяговых коллекторных двигателей переменного то-
ка, часто применяемых на электровозах однофазного тока пони-
женной частоты 162/з Гц (ФРГ, Швейцария).
В случаях когда последнее требование не ставится, обе полу-
муфты можно выполнять поводковыми. Так выполнена тяговая
муфта фирмы ВВС для электровоза Е120 с асинхронными тяговы-
ми двигателями (рис. 5.8, а); она состоит из двух одинаковых по-
лумуфт, имеющих три пары встречно направленных поводков каж-
дая (рис. 5.8,6).
Обычно применяют от трех до шести поводков. Минимальное
число их — три — необходимо для фиксации соосного положения
фланца относительно зубчатого колеса. Увеличивая число повод-
ков, добиваются снижения тягового усилия, передаваемого через
каждый из них. Вместе с тем при увеличении числа поводков
Рис. 5.9. Шарнирно-поводковая полумуфта опытного электровоза ВЛ84:
105
Рис. 5.11. Схема тягового привода мономоторной тележки электроза СС21000:
Рис. 5.12. Кинематическая схема тяговой передачи электровоза СС21000 с
механизмом изменения общего передаточного числа
108
дить в зацепление с зубчатым колесом 10 раздаточного редуктора
шестерню либо 7, либо 9. В раздаточный редуктор входят проме-
жуточные шестерни 10, 13 и большие зубчатые колеса 11, 12, 14
трех колесных пар. При введении в зацепление шестерни 7 обра-
зуется цепь из зубчатых колес 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7; 10, 11 и парал-
лельная ветвь —• 10, 12, 13, 14. При этом передаточное число пе-
редачи
z4 Zfi ZH1 I2 41 36 50
“i ’ "zj ~Z5 ~Z~ = ~32  '35  “23 = 2'864'
где Zj, .... Zu, и — числа зубьев в зубчатых колесах.
При введении в зацепление шестерни 9 цепь 5, 6, 7, 10 заме-
щается цепью 5, 8, 9, 10, передаточное число становится
Z4 Z8 2ix_ 12 41 28 50
=	~Z^~ = 32  35  39 = 1(314-
Значение их соответствует грузовому режиму и максимальной
скорости 100 км/ч, значение и2 — пассажирскому и максимальной
скорости 220 км/ч.
107
Рис. 5.11. Схема тягового привода мономоторной тележки электроза СС21000:
Z,=39	Z,=35	Za=41
Рис. 5.12. Кинематическая схема тяговой передачи электровоза СС21000 с
механизмом изменения общего передаточного числа
108
Отметим некоторые особенности, характерные для тяговой пе-
редачи мономоторной тележки. Корпус раздаточного редуктора
представляет собой по существу центральную продольную балку
тележки, имеющую коробчатое сечение. Он обладает большой
жесткостью и поэтому способен обеспечить очень низкие дефор-
мации, несмотря на то, что воспринимает часть поперечных сил,
передаваемых на него с осей колесных пар через карданные муф-
ты Жакмен и конические подшипники зубчатых колес. Связь вра-
щающихся масс якоря с остальной частью передачи обеспечивают
с помощью упругой соединительной муфты, устанавливаемой меж-
ду валом якоря и валом вспомогательного редуктора,
Кроме электровозов СС21000 и СС6500, трехосные унифициро-
ванные мономоторные тележки имеют электровозы СС40100 и
тепловозы СС72000 фирмы «Альстом» более раннего выпуска. Те-
лежки этих локомотивов имеют ту же схему с той лишь разни-
цей, что колесные пары связаны с зубчатыми колесами двумя шар-
нирно-рычажными муфтами поперечной компенсации типа «Альс-
том».
Возвращаясь к принципиальной схеме передачи, приведенной
на рис. 5.12, надо заметить, что она создана на базе схемы, опро-
бованной ранее на двухосной мономоторной тележке электровоза
ВВ16500, в которую входят шестерни 5—12.
Схема с тремя промежуточными шестернями впервые примене-
на на локомотиве ВВ9400 французской фирмы SFAC (рис. 5.13),
а впоследствии — на французском электровозе ВВ15000 той же
фирмы. Достоинством ее является большая база тележки, воз-
можность использования конструктивных решений, осуществлен-
ных ранее на электровозах ВВ9200, ВВ9300 с индивидуальным
приводом той же фирмы, в частности — надежная передача
Жакмен, более удобное низкое расположение тягового двига-
теля. Впоследствии эта схема была применена на опытном совет-
ском электровозе ВЛ40 и итальянском электровозе Е633.
И тем не менее, попытка «дотянуться» от двигателя до колес-
ных пар, используя цилиндрические редукторы, всегда требует из-
вестных жертв: либо слишком малая база тележки, либо сущест-
венное увеличение числа зубчатых колес, а следовательно, сни-
жение к. п. д. передачи, повышение ее стоимости. Резко упростить
принципиальную схему и сделать ее независимой от базы тележ-
ки можно, осуществив связь между колесными парами с помощью
конических передач.
В последние годы значительное распространение получила
схема привода класса III, предложенная фирмой «Duwag» (рис.
5.14), в которой продольно расположенный опорно-рамный двига-
тель состыкован с двумя опорно-рамными коническими редуктора-
ми. Большие зубчатые колеса последних через муфту продольной
компенсации соединены с колесными парами. При этом число зуб-
чатых пар передачи равно, как и в индивидуальном приводе,
двум. Хотя технологически и конструктивно конический редуктор
значительно сложнее цилиндрического, такая схема получила рас-
109
Ряс. 5.13' Тяговый привод электровоза серия ВВ9400:
шнпник вала
Рис. 5.14. Схемы привода класса
III с продольно расположенным
опорно-рамным двигателем в случае
короткого (а) и длинного (б) проме-
жуточного валов муфты:
ры: 3 — коиячесхий редуктор: 4 — i
яирво-поаодковые полуиуфты; 5 —
межуточный вал муфты; S — тяг<
двигатель; 7 — тормозной диск

пространение на подвижном составе трамвая и метро. Иногда
корпус двигателя используется как часть несущей конструкции те-
лежки.
Если применяется двигатель большого диаметра, то, чтобы обе-
спечить соосное расположение валов редуктора и двигателя (вал
двигателя нельзя опустить до уровня оси колесной пары), необ-
ходимо применить двухступенчатый редуктор с цилиндрическими
и конической зубчатыми парами, что усложняет редуктор и лиша-
ет схему основного преимущества — простоты.
Возможны и решения, традиционные для автономных локомо-
тивов, имеющих механические передачи: установка двигателя на
кузов вне тележки и передача потока мощности карданным ва-
лом на раздаточный редуктор, а от него — карданными валами
на осевые конические редукторы, Однако при этом требуются до-
полнительный редуктор и мощная карданная передача; поэтому
пока такие решения находятся на стадии опытных проработок’.
В процессе создания группового привода возникают также во-
просы, связанные с необходимостью обеспечить нормальные усло-
вия работы зубчатых пар в редукторе, имеющем большие линей-
ные размеры. При этом требуется высокая точность изготовления
корпуса редуктора, меры, предотвращающие его коробление при
сварке, обеспечивающие низкий уровень деформаций при работе,
устраняющие потери смазки, обусловленные большой длиной
разъемов.
При решении этих вопросов возможны два подхода. Первый—
корпус редуктора полностью освобождается от нагрузок, не свя-
занных с работой передачи. Так, на электровозе ВВ16500 редук-
тор выполнен в виде съемного блока, имеющего входной и два
выходных вала (см. рис. 5.10). Он навешивается сбоку на тележ-
ку и соединяется муфтами фирмы «Альстом» с валом тягового
двигателя и двумя колесными парами. Последние имеют буксо-
вые узлы на внутренних шейках колесных пар, что освобождает
внешнюю поверхность диска колеса для крепления на нем тяго-
вой муфты. Редуктор не воспринимает деформаций тележки, име-
ет сравнительно легкий корпус, взаимозаменяем, его легко снять.
1 Наиболее полно разработки выполнены объединением «Шкода» в рамках
создания электровоза 63Е.
111
При замене редуктора зубчатые пары не разукомплектовывают.
Второй подход — корпус редуктора имеет многоцелевое использо-
вание и по существу является одновременно главной продольной
балкой тележки (электровоз ВВ9400, см. рис. 5.13). Он воспри-
нимает разнообразные нагрузки, в том числе полностью нагруз-
ку от поперечных сил, направляющих локомотив в рельсовой ко-
лее, и подвержен изгибу и кручению. Чтобы обеспечить нормаль-
ные условия работы зубчатых пар, корпус редуктора в этом слу-
чае выполняют по возможности более жестким в поперечном на-
правлении и на кручение.
Одновременно стремятся обеспечить нормальный контакт зубь-
ев при относительных перекосах осей зубчатых колес. Для этого
промежуточную шестерню выполняют самоустанавливающейся на
сферическом подшипнике: ее зубья, как и зубья большого зубча-
того колеса, изготовляют бочкообразными.
На локомотивах с мономоторными тележками более поздних
серий фирма SFAC частично отошла от принципа передачи попе-
речных сил от колесных пар тележки локомотива через кардан-
ный вал тяговой передачи, применив несущий в поперечном на-
правлении поводковый буксовый узел. Это позволило на 2/з умень-
шить поперечные силы, действующие на корпус редуктора, облег-
чить его и сделать съемным (рис. 5.15).
Применение одного тягового двигателя на тележку создало ре-
альную возможность использования редукторов с изменяемым пе-
редаточным отношением, что позволяет иметь два режима рабо-
ты локомотивов: грузовой (большее передаточное число редукто-
ра) и пассажирский (меньшее). Такими устройствами оборудова-
ны все французские локомотивы с мономоторными тележками за
исключением электровоза ВВ15000.
На всех локомотивах, кроме электровоза ВВ9400, использован
качающийся механизм изменения передаточного числа, впервые
примененный на электровозе ВВ16500 (см. рис. 5.10, 5.11, 5.12).
Ведущий вал с шестерней (см. рис. 5.10) введен в постоянное
зацепление с двумя шестернями разного диаметра. На валах этих
шестерен установлено еще по шестерне и диаметры их подобра-
ны таким образом, что одна из пар образует понижающую сту-
пень, а вторая — повышающую. Блок шестерен может поворачи-
ваться в пространстве вокруг оси ведущего вала, не теряя зацеп-
ления с его шестерней и вводя в зацепление с раздаточным про-
межуточным зубчатым колесом либо правую (повышающую), ли-
бо левую (понижающую) ветвь. Переключение производится на
стоянке или на выбеге при малой скорости движения вручную из
кабины машиниста. В конечном положении «качающийся» редук-
тор фиксируется.
Сосредоточение в одном тяговом двигателе двойной и даже
тройной мощности, значительные вращающиеся массы привели к
необходимости введения гибкого элемента в кинематическую цепь
передачи момента тягового двигателя. Этот элемент выполняют в
виде упругой муфты. При этом упрощается монтаж, снижаются
требования к точности взаимной установки двигателя и редукто-
ра, а также возможно отделить вращающуюся массу (якорь) от
раздаточного редуктора связи колесных пар, что облегчает про-
цесс автоколебаний при боксовании.
На электровозе ВВ9400 упругая муфта выполнена в виде рези-
нового кольца (см, рис. 5.13), работающего на коаксильное скру-
чивание, на электровозах ВВ16500 — в виде поводковой муфты
фирмы «Альстом» (см. рис. 5.10), на электровозах BBI5000 и
СС21000 — в виде упругой пружинной муфты фирмы «Ситроен»
со змеевидными пружинными элементами.
Вследствие высокой мощности тягового двигателя, большого
количества зубчатых пар необходимо обеспечить надежную рабо-
ту системы смазки и надежный отвод тепла от зубчатых колес
при реализации максимальной мощности.
Наряду с естественным разбрызгиванием жидкой смазки из
поддона картера осуществляется принудительная подача смазки
из картера или отдельного резервуара насосом для «поливания»
зубчатых колес и подшипников, а также через специальные раз-
брызгиватели непосредственно в зону зубчатого зацепления. Так,
на электровозе СС21000 три насоса, обеспечивающие подачу
30 л/мин и приводимые в действие от промежуточных колес раз-
даточного редуктора, смазкой из резервуара, образованного внут-
ренней полостью одной из боковых продольных балок, поливают
сверху зубчатые колеса бокового редуктора и (по отдельной це-
пи) подшипники их валов, Смазка, стекая, образует масляную
ванну, откуда она разбрызгиванием также подается в рабочие зо-
ны зацепления, Непрерывность подачи смазки контролируется
специальным датчиком. Второй насос подает масло из поддона
картера раздаточного редуктора в пять групп подшипников его
зубчатых колес, а также в два жиклера, направляющих масло
струей в рабочие зоны зубчатых пар редуктора переключения ско-
ростей. Третий насос по независимой цепи из поддона картера
раздаточного редуктора поливает зубчатые колеса редуктора пе-
реключения скоростей и подает смазку в третий жиклер, направ-
ляющий струю масла в рабочую зону зацепления.
На зубчатые колеса осевых редукторов смазка подается раз-
брызгиванием. Подача масляных насосов контролируется с пуль-
та управления локомотивом. Магнитные фильтры очищают масло
от металлических частиц.
Для предотвращения появления значительных блуждающих
моментов в замкнутой через колеса кинематической цепи пере-
дачи (см. с. 36), к размерам, поперечной форме очертания бан-
дажей колес мономоторных тележек предъявляются повышенные
требования. В одну тележку по действующим на французских
железных дорогах нормам разрешается устанавливать колесные
пары, у которых диаметры колес различаются не более чем на
0,1 мм. Технология обточки колес предусматривает после обычной
обработки на колесно-токарном станке доводку на специальном
отделочном токарном станке. Отечественный опыт по эксплуата-
ции тепловоза ТГ102 с групповым приводом показывает, что
этот допуск может быть увеличен до 0,5 мм без заметных отрица-
тельных последствий.
Примеров выполнения групповых приводов класса II из-за при-
чин, приведенных в гл. 2, значительно меньше, чем приводов клас-
са III. Тем не менее при выполнении указанных требований к
кинематической схеме и передаточным механизмам и прежде все-
го — при использовании горизонтальной реактивной тяги или
введении большой торсионной гибкости возможно создать рабо-
тоспособные конструкции группового привода. Так, групповой
привод класса II с поперечным расположением двигателей при-
менен на локомотивах серии 251, поставляемых японской фирмой
SOUMITOMO для испанских железных дорог.
Тележки с продольным расположением двигателя, двухступен-
чатыми осевыми редукторами (с цилиндрической и конической
зубчатыми парами) поставляются французским объединением
МТЕ для моторных вагонов серии М77 парижского метро (рис.
114
Рис. 5.16. Тележка с продольный расположением двигателя и осевыми редук-
торами для моторных вагонов М77 Парижского метро:
1 — двухступенчатый редуктор; 2 — карданный вал: 3 — тяговый двигатель; 4 — попе-
речные балки рамы тележки; 6 — горизонтальная реактивная тяга редуктора
5.16). Первая ступень редуктора — цилиндрическая с гелико-
идальным зубчатым зацеплением (33:58), вторая — коническая
со спиральным зубом (17:43); мощность привода 275 кВт на
тележку.
Привод класса II с поперечным расположением двигателя и
трехповодковыми шарнирными муфтами применен на опытном
электровозе ВЛ83.
Рассмотрение некоторых наиболее распространенных конструк-
тивных решений показывает, что их практическое воплощение
позволяет сделать некоторые выводы. Так, для мономоторных те-
лежек требуется более высокий уровень технологии производст-
ва, повышенная точность изготовления элементов кинематической
цепи привода, более высокая культура технического обслужива-
ния и ремонта. Последнее в значительной мере компенсируется
сокращением объема ремонта вследствие снижения числа двига-
телей и сопутствующей аппаратуры.
Существенно меньший момент инерции мономоторной тележ-
ки относительно вертикальной оси и повышение расположения
центра масс тележки приводят к снижению поперечного воздей-
ствия на путь. Это чрезвычайно важно при скоростных локомоти-
вах, воздействие которых на путь зачастую является основным
ограничением для увеличения скоростей движения. Последний
фактор явился решающим для испанских железных дорог, кото-
рые ориентируются на локомотивы с мономоторными тележками.
В условиях Испании, где скоростное пассажирское движение осу-
ществляется облегченными сочлененными поездами системы
TALGO, оказывающими низкое воздействие на путь, а трасса
изобилует крутыми кривыми, это достоинство мономоторных те-
лежек очень ценно.
Таким образом, накапливающийся опыт более точно очерчи-
вает сферы эффективного применения подвижного состава с груп-
повым приводом и не подтверждает необходимости полного пере-
хода на мономоторные тележки или полного отказа от них. Ис-
следования в этом направлении нельзя считать завершенными.
115
_________6_____________
НАГРУЗКИ ТЯГОВОЙ ПЕРЕДАЧИ
И МЕТОДЫ ИХ ОПРЕДЕЛЕНИЯ
§ 6.1. ВЫНУЖДЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ ПРИВОДА
КАК ОСНОВНАЯ ПРИЧИНА ВОЗНИКНОВЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ
НАГРУЗОК
На локомотив, как на механическую систему, действует боль-
шое количество различных возмущающих факторов. Условно их
можно разделить на внешние и внутренние. К внешним относятся
факторы, природа которых не зависит от свойств локомотива, к
внутренним — те, появление которых обусловлено его свойствами.
Кроме того, различают возмущения силовые, кинематические в
параметрические. Внешние силовые возмущения возникают при из-
менении сопротивления движению поезда (локомотива), кинема-
тические — обусловлены непрямолинейвостью пути в профиле,
вызванной переломами профиля и возвышениями рельсов, а так-
же местными дефектами верхнего строения пути, параметриче-
ские — неравномерностью распределения диссипативных, инерци-
онных и упругих свойств пути по его длине.
Внутренние силовые возмущения создаются электромагнитным
моментом тягового двигателя и дисбалансом вращающихся час-
тей. Внутренние кинематические возмущения возникают вследст-
вие отклонения поверхности катания колеса от идеальной круго-
вой и концентрической по отношению к геометрической оси колес-
ной пары, а также вследствие кинематических погрешностей зуб-
чатого зацепления и тяговых муфт, а параметрические возмуще-
ния — в результате изменения радиальной жесткости муфты по
заданной координате (меняется ориентация упругих элементов в
пространстве при ее вращении), а также услозий сцепления в
контакте колеса с рельсом.
Указанные факторы, как правило, действуют одновременно
при движении локомотива по пути. Однаки так как локомотив и,
в частности, тяговый привод представляет собой динамическую
систему со многими степенями свободы, то результат воздействия
каждого из указанных факторов проявляется по-разному.
Каждый из них вызывает вынужденные колебания динамиче-
ской системы, зависящие от соотношения собственной частоты ко-
лебаний системы и частоты действующего возмущения, амплиту-
ды воздействия и диссипативных свойств системы.
116
Так, динамические процессы в тяговом приводе электропоезда
ЭР2 при движении со скоростью ПО км/ч характеризуются
осциллограммами, приведенными на рис. 6.1. Траектория переме-
щения буксы колесной пары в вертикальной плоскости (кривая
3) определяется действием различных возмущающих факторов и
реакцией динамической системы.
В результате вертикальных перемещений колесной пары за
счет связи ее с элементами тягового привода возникают колеба-
ния и в самом тяговом приводе. На осциллограмме показаны из-
менения динамических сил (кривая 2), действующих на подвеску
редуктора, и динамическая деформация блока резиновых аморти-
заторов подвески редуктора (кривая 1). Из рис. 6.1 следует, что
характер динамических сил и прогибов амортизатора зависит от
траектории движения центра буксы. Хорошо просматривается
действие стыковой неровности, в результате чего возникают всплес-
ки динамических сил и прогибов амортизаторов подвески редук-
тора и последующие их затухающие колебания, определяемые па-
раметрами динамической системы привода и периодическими воз-
мущениями пути.
Для ряда элементов привода доминирующими могут быть ди-
намические процессы, вызванные внутренними возмущениями.
Так, вибрации корпуса редуктора электропоезда ЭР22 (рис. 6.2)
обусловлены кинематическим несовершенством зубчатого зацеп-
ления и происходят с частотой f2=-\JT пересопряжения зубьев
зубчатых колес тяговой передачи. На корпус редуктора действуют
также возмущения, создаваемые подшипниками качения, взаимо-
действием колесной пары с путем и т. п.
Процессы пересопряжения зубьев колес проявляются в вибра-
циях корпуса в виде периодически следующих импульсов (см.
рис. 6.2). Другие возмущения вызывают собственные колебания;
чхЖ' [АЛ /Л ,
Рис 6 1 Характер динамических процессов в тяговом приводе электропоезд?
ЭР2;
I — деформация резиновых амортизаторов подвески редуктора; 2 — сила, действующая
на подвеску редуктора; S — траектория перемещения буксы колесной пары в вертикаль-
ной плоскости
117
/ 708 Гц
Рис. 6.2. Осциллограмма сил в крепежном болте от вибраций на корпусе
редуктора электропоезда при скорости движения 90 км/ч
•корпуса редуктора с частотой 700 Гц, а также его элементов, на-
пример колец подшипников, с частотой 500—560 Гц.
Для того чтобы определить динамические нагрузки, характер
их изменения, необходимо знать расчетные режимы работы пере-
дачи, соответствующие им возмущения, иметь механо-математиче-
скую модель тягового привода и методы ее исследования.
§ 6.2. РЕЖИМЫ РАБОТЫ ТЯГОВОЙ ПЕРЕДАЧИ.
СТАТИЧЕСКИЕ И КВАЗИСТАТИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ ЭЛЕМЕНТОВ ПЕРЕДАЧИ
На тяговую передачу действует полезная нагрузка, создавае-
мая тяговым моментом. Тяговый момент определяется режимом
ведения поезда (пуск, переход с одной тяговой характеристики
.на другую) и скоростью, меняющейся при изменении сопротивле-
-ния движению.
При ступенчатом регулировании напряжения на двигателе из-
менение тягового момента представляет собой апериодический
или периодический затухающий переходный процесс длительно-
стью несколько сотых или десятых долей секунды. Как правило,
абсолютное значение динамических составляющих момента не
превышает 10% предельного по сцеплению. Динамические со-
ставляющие, вызванные изменением сопротивления движению,
имеют период изменения, измеряемый десятками секунд и даже
минут и при совместном рассмотрении с динамическими нагруз-
ками их можно считать квазистатическими.
Поскольку нагрузка, связанная с реализацией силы тяги, явля-
ется полезной, стремятся повысить ее до значения, предельного
по сцеплению, на что и должна быть рассчитана передача.
Специфический режим работы передачи возникает при боксо-
.вании, т. е. срыве сцепления, его развитии и восстановлении.
В процессе боксования возможны как апериодические, так и пери-
одические динамические режимы, в том числе и с нагрузкой, пре-
вышающей предельную по сцеплению. Такой режим, как правило,
возникает при пуске или на низких скоростях, когда тяговая ха-
рактеристика двигателя позволяет развивать большие моменты.
При неблагоприятном стечении обстоятельств этот режим может
стать причиной повреждения передачи из-за высокого уровня нэ-
пе
грузок. Некоторые аварийные режимы в электрических цепях, как,,
например, круговой огонь на коллекторе тягового двигателя при
отсутствии эффективной быстродействующей защиты для гаше-
ния поля главных полюсов, также могут вызвать появление боль-
ших динамических нагрузок в передаче, способных даже при од-
нократном возникновении привести к выходу ее из строя.
Перечисленные режимы работы передачи связаны с реализа-
цией колесной парой функции движителя, в них двигатель высту-
пает 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, что требует отслеживания в пространстве некоторой тра-
ектории, отличной от прямой и определяемой в первую очередь-
неровностями пути в профиле и формой поверхности катания ко-
леса, которая может отличаться от окружности. Эти возмущения-
являются кинематическими и могут вызывать динамические ре-
акции независимо от того, развивает двигатель электромагнит-
ный момент или нет. Динамические процессы, вызванные ими
при условии постоянства скорости движения, носят в основном
стационарный (устойчивый во времени) характер, а с ростом ско-
рости, как правило, проявляются в большей степени. В силу вы-
соких частот изменения динамических нагрузок повторяемость их
высока и они могут стать главной причиной усталостных разру-
шений элементов передачи.
Можно выделить ряд типичных режимов нагружения переда-
чи, которые на стадии проектирования должны стать объектом’
расчетов:
тяговый режим; нагрузка передачи может быть принята ста-
тической, максимальное значение ее определяется тяговой харак-
теристикой локомотива и условиями сцепления колес с рельсами;.
стационарный динамический режим нагружения при движе-
нии с постоянной скоростью, в первую очередь — максимальной,
а также при так называемых резонансных скоростях; динамиче-
ская нагрузка при этих скоростях может быть большей, чем при-
максимальной;
нестационарный динамический режим нагружения при боксо-
вании;
аварийный режим, например, при коротком замыкании на кол-
лекторе тягового двигателя.
В последних трех режимах для определения нагрузок на эле-
менты привода требуется применять методы теории колебаний,,
так как это динамические нагрузки. Нагрузки, связанные с реа-
лизацией стационарного тягового или тормозного момента, мож-
но определить на основании законов статики.
Рассмотрим силы, действующие на элементы тягового привода
класса I, с двусторонней передачей при реализации колесом
11?-
a)
Рис. 6.3. Силы, действующие на эле-
менты тягового привода класса I
при реализации силы тяги FK в вер-
тикальной (а) и в горизонтальной
(б) плоскостях
силы тяги F (рис. 6.3), приняв следующие допущения: скорость
движения постоянна; потерями на трение в узлах экипажа можно
пренебречь, а поэтому касательную силу тяги принять равной си-
ле тяги и силе сопротивления движению W; момент тягового дви-
гателя на валу якоря равен электромагнитному.
На вал якоря действует момент М, который передается на
шестерни и далее через большие зубчатые колеса на ось колес-
ной пары. При этом в точке контакта зубчатых колес К действует
сила Р2, которая приложена к зубу большого зубчатого колеса
и представляет собой составляющую активной силы, направлен-
ную по линии зацепления. Сила реакции Рг от силы Pz прило-
жена к зубу шестерни (точка К, штриховые стрелки на рис. 6.3, а).
Пользуясь принципами теоретической механики, перенесем эти
силы в точки 3 и 3' (рис. 6.3,6), находящиеся на оси колесной
пары, и в точки J, 1' — на валу якоря тягового двигателя.
Образующиеся при этом пары от сил Рг, Т будут уравновеши-
вать .моменты от реактивных сил FK, действующих на колесную
пару в точках контакта колес с рельсами (касательная сила тя-
ги) и сил сопротивления движению, приложенных к оси колесной
пары:
2 FKR6 = 2 Р2 Рзк.
где 7?б — радиус круга катания колеса колесной пары;
Яэк — радиус делительной окружности большого зубчатого колеса;
Рг — проекция на перпендикуляр к централи силы, действующей в контакте
зубчатых колес по линии зацепления;
2 — множители, обусловленные двусторонней передачей.
Аналогично момент на валу тягового двигателя уравновешен
парами сил на шестернях
М = 2Рг /?ш.
где Rm — радиус делительной окружности шестерни.
Остаются условно неуравновешенными равные силы Р21 аТ|.
Силы 7) приложены к оси колесной пары, а силы Рг1 создают
относительно нее момент, приложенный к остову тягового двига-
теля и пытающийся повернуть его в пространстве против направ-
ления движения (см. рис. 6.3). При этом в элементах подвески
колесно-моторного блока к раме тележки возникает сила реакции
Gi, приложенная к кронштейну двигателя, которая на плече L
создаст реактивный уравновешивающий момент,так как РгвРг1:
где L — база подвешивания тягового двигателя;
аи— централь зубчатой передачи.
Кроме этого, на остов тягового двигателя действует электро-
магнитный реактивный момент Мя, который стремится повернуть
его против часовой стрелки (см. рис. 6.3). В результате в подвес-
ке двигателя к раме тележки возникает сила реакции Gi, направ-
ленная в противоположную силе Gi сторону:
G2 = MJL~2Pz 7?ш/£.
121
Равнодействующая G сил, приложенных к кронштейну тяго-
вого двигателя или раме тележки:
G = Gi - G2 = 2 Рг До1 /L - 2 Р2 RJL - 2 Рг (аи - R^/L.
На вкладыши моторно-осевых подшипников в точках 2 и 2'
действуют вертикально силы У|, определяемые из условия равно-
весия корпуса двигателя под действием силовых факторов 2Ль
-Afa и G. Уравнение равновесия моментов относительно точки а:
2 YtL =2Рг1 cost(L cos т) + Af9-2P21 sin 7 sin -у,
откуда
Y^P^L C0S7 +/?ш — вф)/£.
В горизонтальной плоскости на вкладыши моторно-осевых под-
шипников в случае наклонной централи действуют составляющие
от горизонтальных проекций сил Рц:
К2 = Рг sin у = Рг sin 7.
Кроме того, к вкладышам подшипников приложены распорные
силы, вызванные силами в зубчатой передаче, направление дейст-
вия которых совпадает с направлением линии централи. Эти силы
уравновешиваются реакциями моторно-осевых подшипников и
подшипников вала якоря тягового двигателя
Н = Рг tg«.
где а — угол зацепления передачи в торцовом сечении (в случае косозубой
передачи).
На ось колесной пары действуют силы в точках 2, 2', 3, 3',
равнодействующая R которых передается затем на путь в точках
контакта колес с рельсами:
R = 2	— 2 Tt cos 7.
В случае применения приведенных формул для практических
расчетов силу Рг в зубчатом зацеплении определяют из условия
реализации электровозом максимального коэффициента сцепления
ф, тогда
Рж = /7фйб./Лэк,
где П — нажатие колеса на рельс, кН.
При тех же допущениях рассмотрим силы, действующие на
элементы привода класса II (рис. 6.4).
Проделав аналогичные операции с силами Рг, Рг,. действу-
ющими в зубчатом зацеплении, получим две неуравновешенные
силы, приложенные к валу шестерни (сила Рг) и к оси колесной
пары в месте опоры редуктора (сила Т). Под действием силы
Pzi редуктор будет стремиться повернуться вокруг оси колесной
лары, вызывая в своей подвеске к раме тележки реакцию:
G = pzla«/L-
122
Вертикальная составляющая 2У1 давления корпуса редуктора
на опорные подшипники определяется из уравнения равновесия
моментов относительно точки а:
2Y\L = Рг cos 7 (L — cos 7) — Pz sltif,
где Рг cos 7 и Рг sin 7 — проекции силы Pz на вертикальную н горизонтальную
оси координат.
Окончательно сила, действующая на один опорный подшипник,
Kj - 0,5Рг U cos 7 - аа )/L.
Если горизонталь, проведенная через ось колесной пары, про-
ходит через точку а крепления подвески редуктора к корпусу,
горизонтальная составляющая давления корпуса редуктора на
подшипники равна нулю (рис. 6.4, а). Вследствие малости угла
v горизонтальная составляющая силы Pzl, как правило, мала и
при шарнирной подвеске корпуса редуктора к раме тележки в
основном воспринимается буксовыми связями колесной пары с
рамой тележки.
Распорные силы, определяемые величиной Pz, действуют по
линии централи: H=Ptga. Воспринимаются они подшипниками
шестерни и опорными подшипниками корпуса редуктора.
На ось колесной пары и далее на рельс действуют две силы,
которые создают равнодействующую Я = 7^ cost — 2 Y,.
В данном случае (см. рис, 6.4, а) сила R давит на рельс и
создает реакцию рельса Ri. При изменении направления движе-
ния экипажа меняется направление силы R и она разгружает
рельс. Не следует забывать, что сила R — лишь одна из состав-
ляющих, возникающих в контакте колеса и рельса при реализа-
ции силы тяги, и она не может рассматриваться в отрыве от дру-
гих сил, в частности, вызванных дополнительным прогибом рес-
сорного подвешивания.
Так как тяговый двигатель не связан жестко с редуктором и
располагается на раме тележки, реактивный момент (Мэ), дейст-
123
вуюший на остов двигателя, воспринимается элементами крепле-
ния двигателя на раме тележки.
Реактивные силы в этих элементах (рис. 6.4, б):
ra=rb^MJ В,
где В — расстояние между точками крепления двигателя к раме тележки.
При реализации момента, предельного по сцеплению,
=RB = n$D6l“B.
Рис. 6.5. Силы, действующие на элементы тягового привода класса III, при
реализации силы тяги FK в вертикальной (а) и горизонтальной (б) плоскостях
124
Существенно отличается от рассмотренных процесс нагруже-
ния элементов тягового привода класса III. Рассмотрим его при-
менительно к схеме на опытном электровозе ВЛ84 (рис. 6.5).
Тяговый привод имеет жестко связанные двигатель и редуктор,
опирающиеся на поперечные балки тележки 4 с помощью крон-
штейна 3 и специального шарнира 5.
Редуктор 2 представляет собой разборную конструкцию, со-
стоящую из цапфы 7, на которой смонтированы опорные подшип-
ники 8 большого зубчатого колеса 9, шестерни 10, насаженной на
вал двигателя, и кожуха редуктора 2. Кожух выполняет защит-
ные функции и служит резервуаром для смазки. Цапфа болтами
жестко крепится к остову 6 тягового двигателя. Вращающий мо-
мент от большого зубчатого колеса 9 через шарнирные элемен-
ты муфты 11 передается на ее полый вал 12 (показан в разре-
зе), который шарнирно связан с колесной парой 1. Блок «двига-
тель—редуктор» опирается на раму тележки в точках А, В, С.
Перенеся силы, действующие на зубья шестерни и большого зуб-
чатого колеса на опорные подшипники, видим, что на блок «дви-
гатель—редуктор» действуют силы на расстоянии ао и реак-
тивный электромагнитный момент Л1э. Эти силовые факторы
уравновешиваются реакциями RA, Rb, Rc, возникающими в опор-
ных точках крепления блока к раме тележки. Значения реакций
можно определить из рассмотрения равновесия блока «двига-
тель—редуктор» под действием сил Рг и момента Л1э, составив
три уравнения моментов относительно каких-либо осей и разре-
шив их относительно RA, Rb, Rc-'
Ra	#B = Rcdlc;
Pc = Рг (aucos2 7 + a cos 7 — hA sin? + ftnsin 7 — a cos 7 -	(1 +d/c)).
На подшипники цапфы и вала тягового двигателя действуют
силы Рг и распорное усилие H=Pitga. Болты, присоединяющие
цапфу к остову тягового двигателя, подвергают действию растя-
гивающих и срезающих усилий.
§ 6.3. МЕТОДЫ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК
ЭЛЕМЕНТОВ ПЕРЕДАЧИ
В процессе проектирования нового подвижного состава, при
модернизации узлов существующего в эксплуатации возникает
потребность в определении нагрузок, действующих на различные
элементы тягового привода. Эти нагрузки затем используют для
решения различных практических задач: определения геометри-
ческих размеров деталей; выбора характеристик опасного сече-
ния; усиления наиболее нагруженного элемента или изменения
конструктивной схемы узла; усиления контроля за наиболее на-
груженным, определяющим безопасность движения элементом;
выявления причин низкой долговечности узлов и др.
125
Как правило, наибольшие трудности возникают при установ-
лении динамических нагрузок. Методы их определения условно
можно разделить на экспериментальные и расчетные.
При экспериментальных исследованиях ставят цель подтвер-
дить опытным путем расчетные показатели прочности или долго-
вечности, а также проверить принятые при расчетах допущения
о значениях нагрузок, расчетных схемах, местах расположения
опасных сечений. Экспериментальные исследования проводят на
натурных объектах (на головном образце изделия); применитель-
но к подвижному составу такие испытания называют динамико-
прочностными.
Широкое применение находит и наиболее оперативная форма
эксперимента — физическое моделирование. Эксперимент в этом
случае проводится на модели натурного объекта, которая подоб-
на по основным физическим закономерностям и процессам на-
турному объекту.
Расчетные методы условно можно разделить на аналитиче-
ские и математическое моделирование. Аналитические методы
предполагают использование расчетных зависимостей, полученных
исходя из физических законов.
При математическом моделировании математическое описание
явлений, происходящих в различных физических системах, высту-
пает в роли модели, а процесс решения на ЭВМ рассматривается
как моделирование,
Для исследования динамических свойств тяговых приводов,
проведения расчетов их динамических показателей, определения
численных значений динамических моментов и реакций строится
механо-математическая модель тягового привода. Под такой мо-
делью в данном случае понимают систему обыкновенных диффе-
ренциальных уравнений, описывающих вынужденные колебания
элементов тягового привода. Систему таких уравнений получают
на основании кинематической схемы, отражающей принятое для
исследования число элементов привода (твердых тел) и их вза-
имных связей как друг с другом, так и с другими системами,
например, рессорным подвешиванием тележки и кузова или ме-
ханической системой, представляющей собой железнодорожный
путь.
Дифференциальные уравнения выводят применительно к аб-
солютной системе прямоугольных координат, которая движется
равномерно и прямолинейно вдоль оси пути. За положительные
принимают направления осей координат и отсчета углов, пока-
занные на рис. 6.6.
Чтобы определить положение каждого из колеблющихся твер-
дых тел, которыми заменяют элементы привода и экипажа, вво-
дят подвижные системы координат с началами в центрах масс
этих тел. Тогда положение каждого из них будет определено по-
ложением начала координат системы х, у, z в абсолютной систе-
ме координат и тремя углами поворота фх, <ру, каждой из под-
вижных систем относительно абсолютной. В положении статиче-
126
Рис. 6.6. Кинематическая схема динамической системы индивидуального привода
с опорно-осевыми редукторами и опорно-рамными двигателями
ского разновесия направления осей абсолютной и относительных
систем координат совпадают.
При выводе дифференциальных уравнений колебаний тяговых
приводов обычно используют уравнения Лангранжа 2-го рода
^исло дифференциальных уравнений в системе определяется
числом степеней свободы в принятой расчетной кинематической
схеме привода.
Поскольку рассматриваются практически тяговые приводы
всех известных в практике классов, целесообразно было бы для
вывода уравнений колебаний принять наиболее полную кинемати-
ческую схему тягового привода, учитывающую особенности всех
исследуемых схем. При этом можно было бы получить любую
систему дифференциальных уравнений, описывающих тяговый
привод определенного класса, исключая некоторые члены урав-
нений. Наибольшее число элементов, общих с приводами других
типов, включает в себя групповой привод с опорно-рамным дви-
гателем, в передаче которого использованы цилиндрические ре-
дукторы.
Не представляется возможным привести подробный вывод
уравнений колебаний для тяговых приводов всех классов. При не-
обходимости его можно найти в специальной литературе [11, 12].
127
Ограничимся рассмотрением общих допущений, принимаемых
при выводе дифференциальных уравнений колебаний, и особенно-
стей этих уравнений для наиболее распространенных схем тяго-
вых приводов существующего подвижного состава.
При составлении кинематической схемы экипажа и тягового
привода, как правило, принимают следующие допущения:
колебания по всем координатам рассматриваются как малые;
изменениями электромагнитного момента от переходных элект-
рических процессов, вызванных механическими колебаниями кор-
пуса двигателя и якоря, пренебрегают (это допущение снимается
при рассмотрении автоколебаний тяговых приводов в гл. 8);
ввиду несоизмеримости жесткостей упругих элементов рес-
сорного подвешивания и привода с жесткостями корпусов двига-
теля, редуктора, колесной пары, рамы тележки и кузова по-
следние рассматриваются как недеформируемые тела;
исследуются в основном связанные колебания системы эки-
паж — путь в продольной вертикальной плоскости по отношению
к оси пути с учетом колебаний только по координате <ря;
в большинстве случаев (за исключением специально оговорен-
ных) считают, что силы трения имеют природу вязкого трения и
пропорциональны первой степени скорости;
рассматриваются динамические процессы в системе в режиме
движения с постоянной скоростью при постоянной силе тяги.
В этом случае влияние зазоров в передаче не проявляется, вли-
яние зазоров оговаривается особо;
принимается, что железнодорожный путь представляет собой
динамическую систему, состоящую из двух дискретных масс с уп-
руго-диссипативными связями. Массы соответствуют: первая —
приведенной массе рельсов со скреплениями, участвующей в сов-
местных колебаниях неподрессоренных масс экипажа (по усред-
ненным данным принимается равной 145 кг на колесную пару);
вторая — приведенной массе основания пути, равной 1000 кг.
Упруго-диссипативные связи соответствуют: первая — приве-
денной жесткости скреплений и шпал для летних условий
2-Ю5 кН/м, для зимних 8- 10s кН/м, при этом диссипация равна
соответственно 1,02 и 2,04 кН-с/м; вторая — приведенной жест-
кости основания пути для летних условий 0,75- 10s кН/м, для
зимних 3-Ю5 кН/м, при этом диссипация определяется коэффи-
циентами вязкого трения равными соответственно 1,65 и
3,3 кН'с/м. Это соответствует коэффициенту относительного дем-
пфирования 0,3. При этом значении коэффициента неподрессо-
ренные массы совершают 3—5 колебаний, что подтверждается
многими экспериментами. Принятые параметры относятся к пути
с рельсами Р50 и Р65, щебеночным балластом и числом шпал
1840 на 1 км. Диссипация в пути соответствует коэффициенту
относительного демпфирования 0,3. При этом значении коэффи-
циента собственные колебания неподрессоренных масс на упру-
гом пути затухают через 3—5 колебаний, что не противоречит
опытным данным.
128
4*
Для описания колебаний элементов системы обычно принима-
ют следующие обобщенные координаты:
вдоль оси z вертикальные перемещения: гк — кузова локомо-
тива; zTj — тележки; гяц — колесной пары; zp,j — приведенной
к колесной паре массы рельса; — приведенной к колесной
паре массы шпальной решетки и балласта; здесь i — индекс но-
мера тележки, начиная с 1-й по ходу движения; / — индекс но-
мера колесной пары тележки, начиная с 1-й по ходу движения;
вдоль оси х продольные перемещения (подергивание):	—
колесной пары;
угловые перемещения в плоскости zOx:	— надрессорного
строения тележки; <рн«/ — колесной пары; — опорно-осевого
редуктора; фво — упругого венца зубчатого колеса; — яко-
ря двигателя.
Ввиду значительного распространения тяговых приводов клас-
са II на отечественном э. п.с. приведем уравнения колебаний для
привода с опорно-рамными двигателями и опорно-осевыми редук-
торами, К этому классу относятся:
тяговые приводы с редукторами, имеющими цилиндрические
зубчатые колеса, электровоза (например, электровоза ЧСЗ),
электропоезда (например, электропоезда ЭР2); скоростного меж-
дугородного электропоезда ЭР200; моторного вагона метро се-
рии Е, а также тепловоза 2ТЭ121.
Кинематические схемы приводов электровоза ЧСЗ и вагона
метро серии Е различаются только длиной промежуточного вала
карданных муфт. Конструктивно муфта электровоза ЧСЗ выпол-
нена как два классических шарнира Гука, связанных промежу-
точным торсионным валом (см. рис. 4.7), а муфта вагона мет-
ро — как кулачковая (см. рис. 4.1). Обе они относятся к муф-
там продольной компенсации (тип биг, рис. 2.7). Муфта продоль-
ной компенсации тепловоза 2ТЭ121 состоит из диафрагменной
муфты, расположенной со стороны редуктора, и зубчатой муфты,
находящейся на полом валу тягового двигателя. Обе, выполняя
роль шарниров Гука, связывают вал шестерни, торсионный’вал
с валом тягового двигателя. Так как муфты и торсионный вал
соединены последовательно, то суммарная гибкость муфты опре-
деляется наиболее гибким элементом в этой цепи, т. е. диафраг-
менной муфтой.
Схемы приводов электропоездов ЭР2 и ЭР200 идентичны и
отличаются от предыдущих только резинокордной муфтой.
Уравнения колебаний всех перечисленных приводов различа-
ются лишь в деталях.
При кинематической схеме привода класса II с упругим вен-
цом большого зубчатого колеса (см. рис. 6.6) колебания системы
путь—экипаж (1-я по ходу тележка) описываются следующими
дифференциальными уравнениями:
колебания якорей двигателей
?я./+ 4*?/ +	=
(6.1)
t»
5-1219
колебания упругих венцов
/в+ в) с9 + Bi 09 + Qy <7 “ + Qy 07« = 0;	(6.2)
крутильные колебания колесных пар
- В, р, + [ <>>	-*<>* j „ („и пн _ 0; (в.З)
галопирование тележки
Ът + 2 2 «1 (-о-'» 41 + 2 2 Му + 2	(• +1) °1 (-1)'+
2	.	2
+ 2j₽6Z1COS(“ + 7)^-1)J’ + 2 С10 C0S 0 N"j +
} !
2	.	2
+ S0ioVos0^y (-d7 + 2CU Lt COST1 EJ +
/	j
+2 0ц L1costlE) = 0;	(6.4)
>
угловые колебания редукторов относительно оси колесной
пары
'ртр/-”р"Тру<->)': <->>' + ,ш(“+ ') [тру(“ +1)““?./] +
+ ‘а 4Р о, (-1)' + р, Lf а, (-1)' + с, (« + 1)Q, + р, (« + 1) Q) + N‘ а. X
X cos + ?„'' «.cosl(-l)'-0:	<6.S>
вертикальные колебания неподрессоренных масс
('пн + тр)*н; -'ир(-1)7',Тр/-2 С1 ду -c6cos 7 Gy-0Jcos т Gj -2 Pjiy-
- cio N"j ~T~C0S sln 0 €,£ S — ₽ю ~Г cos T sln 0 C,S c —
~c6Dj-^sDj =0;	(6.6)
колебания подпрыгивания тележки
2	2
+ 2 2 q Ду + 2 2 01 Ду - 2 C2 - 2 S +
J	J
+ 2 41O + S fio i °; “s 7 + 2 0 “S T -	<6-7>
J	J	J	i
вертикальные колебания приведенных масс рельсов
тп + c3Aj + ₽з aj ~ c5 D) - 05 Я/ = °:	<6-8)
1-ЭО
вертикальные колебания приведенных масс шпальной решет-
ки и балласта
+ = 0; <6-9>
колебания подергивания колесных пар
<”, + V ц, г, -	- К (V,,. „„) !|!~'<" пи - » <6-10>
В уравнениях (6.1) —(6.10) используются угловые деформации
упругих элементов в кинематической цепи якоря
<?/-?,/-(« + 1)?Р/ + и?в;+ А<РИ/	(6.11)
деформации упругих элементов буксового подвешивания те-
лежки
Д, - *т« Тут (-1)';	(6.12)
деформации упругого элемента центрального подвешивания
5 =	— *т; гк = 0 (колебания кузова не рассматриваются); (6.13)
деформация упругих элементов в подвеске редуктора
Оу- (ZT - zKi)cos т - <fyi :jcos(« + x)(-l/ + L? (-1/;	(6.14)
деформация эквивалентного упругого элемента контакта коле-
са с рельсом
"Р"/->'
tj = (t 4.2 a/v) при J = 2;	(6.15)
деформация продольных связей колесных пар с рамой тележ-
ки
Еа = х*ц - хт/ + £i 00311 Ътг;	(6-16>
деформация эквивалентного упругого элемента подрельсового
основания
(6.17)
угловая деформация упругого венца большого зубчатого коле-
са редуктора
в;='Ра/-'Рн/;	(6-18)
относительные перемещения по вертикали валов якоря и
опорно-осевого редуктора
Д'} =гт- Тут cos₽(—1)/ -zKj~^ ««I sin6ctgC + <pp/a„ соав(-1)Л
5*	131
Величины Д/, S, Qj, Gj, Dj, Nj, Bj, Aj, Eij — производные no
времени от соответствующих переменных; Д<рм; — кинематическая
погрешность муфты.
Если в приводе не предусмотрено устройство упругого венца
большого зубчатого колеса (что свойственно большинству суще-
ствующих конструкций), то исключаются уравнения (6.2) и (6.18),
описывающие его колебания. Одновременно изменяются уравне-
ния угловых колебаний корпусов редукторов
[Ч/“+	+
+ Се Лр Оу (-1/ + L, Йу (-1/ + р, (« + 1) Q, + <« + 1) О, +
+ СЮЛ'; “.cos »(-1/+ ₽,„*} «.cos 1 (-1)< - 0;	(6.19)
и крутильных колебаний колесных пар
(;н +	“2) тв; - W ГШ (“ + 1) “ + с7 Qy" + Q; “ +
+	(6-20)
Изменяется также и выражение деформации:
Q) =	+ 1)^1 +и cf«j +	(6.21)
При расположении центра масс подрессоренных частей те-
лежки на уровне осей колесных пар колебания подергивания по-
следних оказываются независимыми от галопирования тележки,
а при высокой жесткости продольных связей колесных пар с ра-
мой тележки практически не проявляются. Это, как правило,
свойственно индивидуальному тяговому приводу, если наклон
централи редуктора к горизонтали не превышает 20° и применен
бесчелюстной буксовый узел. Поскольку на рассматриваемом под-
вижном составе имеются указанные конструктивные особенности,
можно не рассматривать подергивание колесных пар.
Если в шарнирах муфт используются игольчатые подшипники,
величинами Сю и р10 можно пренебречь.
Кинематическая схема тележки и тягового привода вагона
метро серии Е отличается от аналогичной схемы привода элект-
ровоза ЧСЗ только тем, что в ней учтено наличие подрезинен-
ных ободов колес. Поэтому колебания колесной пары описыва-
ются не двумя, а четырьмя уравнениями — отдельно для цент-
ральной части колесной пары (координаты гц, <pu, величины та,
/ц) и обода (координаты zoe, фоб, величины тОб, Л>б):
(% +	- ир п ?ру l)z - 2 Cj - с6 cos т G; - Р6cos f - 2 Ду -
~ cost sin fl ctg€— ₽10/V5 cos т sin fl ctg t + c12/?y+
132
“«»'о») - '1!'НЛ+ csDi + fs- °:
“’Ч/ - 'ш <“ + 0“ iP) + “Q/ + ₽, “О, + 'u vi + ?13	- «'
'°Лм -с» V, - ?13 f, + П„	] « (v„. „„) _ О,
где с12-вертикальная жесткость связи обода с центром;
с13 —угловая жесткость связи обода колеса с центром;
р13, р12 — коэффициенты вязкого грения, соответствующие упругим связям cJ3
и с12.
В этих выражениях использованы величины:
R! = *ц/ - гйИ’ DJ - ^6j ~ *₽/ ~ «У
- ?ц/ - ¥о6у-
Применительно к тяговым приводам электропоездов ЭР2 и
ЭР200 уравнения (6.1) —(6.20) и выражение (6.21) несколько из-
менятся в связи с введением резинокордной муфты. В этом слу-
чае Дфи,= 0; Сю>0; р10>0.
При выводе уравнений использовались следующие обозначе-
ния параметров расчетной схемы (см. рис. 6.6):
/а — момент инерции якоря тягового двигателя относительно своего вала;
/в — момент инерции венца большого зубчатого колеса редуктора относи-
тельно оси колесной пары;
/ц — момент инерция центра большого зубчатого колеса относительно той
же оси;
/„—момент инерции центральной части колесной пары при подрезиненных
ободах;
/об —момент инерции обода колеса колесной пары относительно оси колес-
ной пары;
/ут — момент инерции подрессоренных частей тележки относительно их об-
щего центра масс О>;
/р—момент инерции корпуса редуктора вместе с шестерней относительно
их общего центра масс (находится на расстоянии п от оси колесной
пары);
/ш —момент инерции шестерни редуктора относительно своего вала;
w — масса неподрессоренных частей колесной пары;
тр —масса корпуса редуктора с шестерней;
т — масса подрессоренных частей тележки;
тп — приведенная к колесной паре масса рельсов со скреплениями;
т6 — приведенная к колесной паре масса основания верхнего строения пути;
т — масса центральной части подрезиненной колесной пары (без учета
u масс бандажей);
то6 —масса бандажей колесной пары;
с — с — коэффициенты жесткости упругих элементов в системе привода и те-
лежки, назначение которых ясно из рис. 6.6;
р — р — коэффициенты эквивалентного вязкого трения в упругих элементах в си-
стеме привода и тележки;
М9, — электромагнитный момент J-ro тягового двигателя;
Пtj — нагрузка колесной пары на рельсы;
v—скорость движения экипажа;
к — коэффициент крипа;
vCK отн — относительная скорость скольжения колеса;
/?к — радиус по кругу катания колесной пары;
lt — расстояние от центра масс подрессоренной части тележки до оси валэ
якоря, измеренное в продольной плоскости;
Z] — расстояние от центра массы подрессоренной части тележки до кронш-
тейна подвески редуктора;
£р — расстояние от оси колесной пары до оси подвески редуктора;
ц, а, в, £ —вспомогательные углы, зависящие от схемы тягового привода (см.
рис. 2.4);
fy (Ту) — функция, моделирующая неровности железнодорожного пути под j-Л
колесной парой.
Для выполнения расчетов с помощью механо-математических
моделей необходимо знать числовые значения коэффициентов,,
входящих в уравнения колебаний. Коэффициенты зависят от инер-
ционных, квазиупругих, диссипативных и геометрических парамет-
ров расчетной схемы тягового привода. Геометрические парамет-
ры (линейные и угловые размеры) определяют по чертежам дета-
лей и узлов; инерционные и квазиупругие параметры рассчиты-
вают, используя чертежные размеры, массы деталей и элементов;
значения диссипативных параметров, как правило, прини-
мают приближенно и корректируют на основании опытных дан-
ных.
Как показывает опыт, полученные расчетным путем параметры
упругих, инерционных и особенно диссипативных параметров мо-
гут существенно отличаться от действительных. Поэтому жела-
тельно проверять принятые значения, определяя их эксперимен-
тально. При этом руководствуются тем, что основная характерис-
тика динамической колебательной системы — собственная часто-
та колебаний — зависит в основном от двух параметров: жестко-
сти и массы. Зная собственную частоту колебаний системы, фор-
му колебаний1, которой она соответствует, достоверное значение
одного из параметров (например, массу), можно оценить приве-
денную жесткость упругих элементов.
Чтобы определить собственные частоты, соответствующие ос-
новным формам колебаний динамической системы, создают спе-
циальные колебательные режимы. Для определения основной час-
тоты колебаний тягового привода широко используется так назы-
ваемый «заторможенный пуск». В этом режиме при заторможен-
ном локомотиве или электропоезде (колодочное торможение)
включают на несколько секунд тяговые двигатели и затем выклю-
чают их. Процесс изменения сил в таком режиме характеризу-
ется двумя основными фазами (рис. G.7).
Первая фаза — выбор зазоров в кинематической цепи и после-
дующее нагружение тягового привода по характеру, близкое к
1 Фиксированное взаимное расположение элементов колебательной системы
при нх предельном отклонении от положения равновесия в условиях устано-
вившихся колебаний с какой-либо из собственных частот называется формой
колебаний.
134
ударному (первый всплеск на осциллограммах), затем затуха-
ющие колебания (без раскрытия зазоров), характеризующие рас-
сеяние потенциальной энергии, накопленной в начальный момент
при деформации упругих элементов привода. Обработка такой
осциллограммы позволяет получить значение собственной частоты
колебаний тягового привода при форме колебаний, определяемой
синфазными колебаниями якоря двигателя н редуктора, а также
относительный коэффициент затухания в элементах привода с
учетом электромагнитных связей.
Частоту колебаний находят по замерам на осциллограмме пе-
риода колебаний. Относительный коэффициент затухания е опре-
деляется через логарифмический декремент 6=lnaf/ai+i, е=
=6/ (2л). Коэффициент эквивалентного вязкого трения,
Нм-с/рад,
где / — момент инерции наибольшей массы, участвующей в колебаниях, кгс-м1
(применительно к рассмотренному примеру момент инерции якоря тя-
гового двигателя);
f — частота колебаний массы, Гц.
Вторая фаза — это выключение двигателей; в результате
нагрузка уменьшается до нуля; при этом за счет раскрытия за-
зоров в тормозной системе, передаче и накопленной потенциальной
энергии в упругих элементах развиваются колебания надрессор-
ного строения тележки вместе с тяговым приводом. Это соответ-
ствует второй форме колебаний, определяемой колебаниями те-
лежки на рессорном подвешивании с частотой 6,25 Гц. В неко-
торых случаях можно заметить колебания тягового редуктора
на упругих элементах подвески. Эти колебания проявляются
в моменты времени, соответствующие раскрытию бокового зазо-
ра между зубьями зубчатых колес редуктора (амплитуды этих
колебаний помечены на рис. 6.7 буквами a, b, c,d, е). При этом
частота колебаний редуктора равна примерно 50 Гц.
7
ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ В ПЕРЕДАЧАХ,
ВЫЗВАННЫЕ ВНЕШНИМИ ВОЗМУЩЕНИЯМИ
§ 7.1, ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ В ПЕРЕДАЧАХ ПРИВОДА КЛАССА II
Исходные положения. Целесообразно начать рассмотрение ди-
намических нагрузок применительно к приводам класса II. Рас-
четы различных приводов выполнены в сопоставимых условиях.
Принята единая для всех расчетов модель пути, характеристики
вертикальных неровностей которой получены обобщением резуль-
татов значительного числа измерений траекторий центров букс на
локомотивах и электропоездах в различных климатических усло-
виях. Учтены волнообразный износ рельсов со средней длиной
1 м, дисперсией 0,025 мм2 при ширине частотной полосы 5 Гц
для скорости движения 100 км/ч и случайные неровности в поло-
се частот до 50 Гц с дисперсией 0,31 мм2. Принято, что бан-
дажи колес имеют максимальный допустимый эксцентриситет.
Чтобы можно было сопоставить результаты, расчеты выполне-
ны для локомотивов только с двухосными тележками, чем и объ-
ясняется рассмотрение локомотива ЧСЗ, не очень типичного в
остальных отношениях.
Некоторые важные сведения о частотных свойствах системы
можно получить исходя из собственных частот линейного вариан-
та связанной системы путь—экипаж. Значения этих частот, вы-
численные для проектных параметров электровоза ЧСЗ, и харак-
теристик пути, соответствующих зимним условиям, следующие:
Координата.............. <?,	с?р	?ут гт	гр г6
Частота, Гц............. 7,3	78,5	9,25	2,82	31,4 339,0 148,5
Зависимости собственных частот системы, которым соответст-
вуют собственные векторы с преобладающим значением коорди-
нат фя, Фр, zH и zt от различных сочетаний торсионной жестко-
сти с? в кинематической цепи якоря и линейной жесткости Cs в
подвеске редуктора, приведены на рис. 7,1, а, б в виде поверх-
ностей.
Как видно из рис. 7.1, а, изменение жесткости подвески редук-
тора незначительно влияет на собственные частоты основной ко-
леблющейся массы — якоря и только при очень высоких значе-
ниях с7 оно может стать практически заметным. Жесткость с6
136
сильно влияет на собственные частоты колебаний корпуса редук-
тора (рис. 7.1,6), однако даже при снижении ее в 4 раза по
сравнению с расчетным значением абсолютный уровень собствен-
ных частот остается высоким (более 40 Гц) и выходит за пределы
наиболее мощной части спектра возмущения.
Более действенным средством снижения собственных частот
связанной системы является для рассматриваемого привода
уменьшение торсионной жесткости с? в кинематической цепи яко-
ря тягового двигателя (см. рис. 7.1, а). Это может служить кос-
венным указанием на большую эффективность применения упру-
гих элементов низкой жесткости в цепи якоря для улучшения ди-
намических показателей привода.
Сопоставление абсолютных значений собственных частот по-
зволяет утверждать, что при моделировании динамических процес-
сов в тяговых приводах рассматриваемого типа из расчетной схе-
мы нельзя исключить ни часть, моделирующую железнодорож-
ный путь, ни часть, моделирующую тележку, ввиду сильной свя-
зи колебаний элементов привода с колебаниями как неподрессо-
ренных, так и подрессоренных масс.
Для более детального анализа частотных свойств исследуемой
системы с учетом нелинейных характеристик связей рассмотрим
амплитудно-частотные характеристики (АЧХ) основных динами-
ческих показателей привода, полученные в результате расчета его
вынужденных колебаний при движении экипажа по синусоидаль-
ной неровности с длиной 0,7 м и амплитудой 1 мм при скорос-
тях, обеспечивающих возмущение в диапазоне до 50 Гц для ре-
жима тяги при Л1 = 8,0 кН-м (рис. 7.2). В исходном варианте
привода (кривые 1) торсионная жесткость муфты двигателя с7 =
= 500 кН-м/рад, а жесткость подвески редуктора с6 = 46,4 кН/мм,
что соответствует параметрам привода электровоза ЧСЗ. Все пред-
ставленные АЧХ имеют один доминирующий максимум в области
5—10 Гн, которому соответствуют частоты колебаний якоря
7,3 Гц при эквивалентной жесткости привода и 9,25 Гц для га-
лопирования тележки.
Чтобы оценить влияние на динамические свойства привода
жесткости подвески редуктора (конструктивно наиболее легко из-
меняемого параметра), были рассчитаны АЧХ привода с вдвое
меньшей против исходной жесткостью подвески редуктора (кри-
вая 2 на рис. 7.2). Из сравнения кривых 1 и 2 следует, что влия-
ние жесткости этой связи на выбранные динамические показатели
малд и противоречиво: наряду с незначительным снижением уров-
ня АЧХ динамических моментов в передаче н усилий в реактив-
ной тяге наблюдается естественное увеличение расцентровки муф-
ты, хотя также незначительное. Таким образом, возможности
улучшения динамических свойств привода с параметрами, приня-
тыми для электровоза ЧСЗ путем изменения жесткости связи ре-
дуктора с рамой тележки, весьма ограничены.
Оценим влияние торсионной жесткости передачи с? на динами-
ческие свойства рассматриваемого привода. Сравнение АЧХ для
137
О Я60 2320 ОВМ С5,юкн/мм О 1160 2320 Ч6Ч0 Се,10кН/нм
Рис. 7.1. Зависимость собственных частот якоря (а) и редуктора (б) тягового
привода класса II электровоза от торсионной жесткости в кинематической цепи
якоря с# и жесткости подвески редуктора с,:
I — для зимних условий; II — для летних условий
Рис. 7.2. Амплитудно-частотные характеристики динамического момента на валу
якоря (б) и сил в подвеске редуктора (а) тягового привода класса II элект-
ровоза для различных значений с« и с?.*
I - с. = 500 кН-МЛ ад; с, —46,4 кН/им; 2 - с. — 500 кН^м/рад, с, = 23,2 кН/мм;
з _ С, — 250 кн-и/рад, е, = 46,4 »Н/ин; 4-с,-= 1000 кн-м/рад, с,= 46,4 кН/мн
138
привода с уменьшенной вдвое (кривые 3 на рис. 7.2) и увели-
ченной вдвое (кривая 4) против проектной торсионной жестко-
стью в цепи вала якоря показывает, что изменение с? значительно
влияет на характер практически всех динамических процессов в
приводе. С уменьшением с? одновременно снижается частота ос-
новного резонансного максимума и вое показатели почти во всем
исследуемом диапазоне частот. Снижение уровня АЧХ в зарезо-
нансной зоне практически пропорционально снижению жесткости
-с7, что типично для упругих систем, находящихся под воздейст-
вием кинематического возмущения.
Характерно, что кривые ЛГ и G в рассматриваемой полосе час-
тот имеют одинаковый характер, следовательно, динамические
реакции G в большой степени определяются моментами на валу
якоря. Влияние же колебаний корпуса редуктора на подвеске ма-
ло, так как его собственная частота в 10,8 раза выше частоты
колебаний якоря (см. с. 136).
Качественно сравнить эффективность снижения жесткостей Ct
и с7 привода можно, применив и более простой прием, заклю-
чающийся в сравнении влияния одинаковых относительных изме-
нений этих жесткостей на эквивалентную жесткость привода. Свя-
занные колебания якоря и корпуса редуктора могут быть синфаз-
ными (в дорезонансной по колебаниям корпуса редуктора зоне
частот) и противофазными (в зарезонансной зоне). При синфаз-
ных колебаниях вследствие того, что момент инерции якоря бо-
лее чем в 10 раз превышает приведенный момент инерции кор-
пуса редуктора, основной колеблющейся массой является якорь
тягового двигателя, а эквивалентная жесткость упругих связей
при этом
с — Cj Сб
С7 + С6
где Cg — приведенная к валу якоря жесткость амортизатора подвески редуктора:
=
Запишем это выражение в виде
где лг0= для цилиндрического редуктора «п-=1+д.
Первая форма колебаний является основной и в значительной
мере определяет динамические нагрузки в приводе, поскольку эти
колебания возбуждаются наиболее мощной низкочастотной
частью спектра возмущения. Так как динамические нагрузки вэтом
случае зависят от эквивалентной жесткости привода, прежде все-
го необходимо знать, изменением какой из составляющих — тор-
сионной жесткости муфты или жесткости амортизатора подвески
139
редуктора — можно добиться большего изменения эквивалентной
жесткости. Для этого запишем выражение полного дифференциа-
ла эквивалентной жесткости, рассматривая величины се и с7 как
переменные:
de,„ - de + ае’“ de
экв d«7	7 дс& 6
Подставив в это выражение величину сэкв, получим:
de = ._____--------dc7 + —________de
экв (к. с, 4-е.)2	7 Ое.с. 4-е.)	6
при вариации только одного из переменных, например, dc7=O,
dfe^O;
“е'т - t?«„/<«„ е7 + it, _
при dc7^0; dc6 = 0:
с? + еб)2; dci ~ Pi dci>
где р 6 - с; к0 / (к0 с7 + с6)2; р7 = с| / ( к0 с7 + с6)2
Отношение дифференциалов эквивалентной жесткости будет
характеризовать .чувствительность эквивалентной жесткости к из-
менению ее составляющих с$ и с^:
Заменив отношение дифференциалов dce и dc7 отношением ма-
лых относительных изменений жесткостей и 6|Г7, получим
Для привода с параметрами, соответствующими приводу элект-
ровоза ЧСЗ, имеем с6 = 6400 кН/м; с7 = 500 кН-м/рад; к0 = 8,85;.
ре = О,856-1О-3; р7 = 0,83. Подставив эти значения в выражение-
(7.1), получим S4=10,45. Следовательно, относительные измене-
ния торсионной жесткости вызывают в 10,45 раза большее изме-
нение эквивалентной жесткости, чем аналогичные изменения ли-
нейной жесткости в подвеске редуктора.
Так как имеются конструктивные ограничения на снижение
жесткости упругих элементов, в этом приводе уменьшения экви-
валентной жесткости можно добиться практически только сниже-
нием торсионной жесткости передачи.
Однако в дорезонансной зоне ординаты АЧХ менее жестких,
приводов имеют большие значения, что может з случае сосредо-
точения основной энергии спектра возмущения в зоне этих час-
тот привести к большим динамическим нагрузкам в приводах с
140
малой торсионной жесткостью. Обычно зона частот, в которой
АЧХ более жестких приводов расположены ниже соответствующих
характеристик приводов с меньшей жесткостью, очень узка, а
разница в уровнях невелика и поэтому вероятность такого случая
мала.
Вследствие уменьшения динамических нагрузок в реактивных
тягах редукторов происходит снижение общего уровня АЧХ уско-
рений тягового двигателя и величин раснентровок муфт, за ис-
ключением узкой зоны частот, о которой уже говорилось.
Приведенные результаты исследований относились к приводу
с передаточным числом осевого редуктора и —2,27. В связи с ис-
пользованием подобной схемы привода на грузовых локомотивах
(например, Е41 заводов «Шкода», 2ТЭ121), следует оценить
изменения, которых можно ожидать при более высоких переда-
точных числах.
Как видно из сравнения АЧХ при и = 2,27 и « = 4 (рис. 7.3),
при более высоких передаточных числах (кривая 2) значительно
повышаются динамические показатели в диапазоне зарезонансных
по колебаниям якоря частот. Эффект от увеличения передаточно-
го числа близок к эффекту от увеличения торсионной жесткости
передачи. Он распространяется и на ускорение обмоток якоря и
корпуса двигателя. Поскольку тяговый двигатель жестко закреп-
лен на раме тележки, последний показатель косвенно характери-
зует и динамические силы, действующие на раму тележки. Сле-
довательно, переход на более высокие передаточные числа ведет
к повышению динамических нагрузок на привод и раму тележки
при прочих равных условиях.
Как следует из предварительного анализа динамических
свойств привода с опорно-осевыми редукторами (см. § 2.1), эф-
фективным средством улучшения его динамических свойств яв-
ляется рациональный выбор угла у наклона реактивной тяги под-
вески редуктора.
Оценим изменения, которые может вызвать переход от верти-
кальной тяги (у=0) к горизонтальной (у=90°). Из сопоставле-
ния кривых 1 и 2, приведенных на рис. 7.4, следует, что происхо-
дит резкое снижение уровня АЧХ динамических моментов во всем
исследуемом диапазоне частот, исключая узкую зону в области
собственных частот галопирования тележки (5—6 Гц). Это есте-
ственно, поскольку введение горизонтальной реактивной тяги в
общем случае не может устранить возмущающее действие гало-
пирования тележки на привод. АЧХ динамических сил в подвеске
редуктора G (/) в общих чертах повторяют характер кривой
Мл (?), но в области частот выше 20 Гц ординаты АЧХ увеличи-
ваются, что указывает на возникновение резонансных колебаний
редуктора. Резонансный максимум приходится на собственную
частоту колебаний колесной пары на пути — 32,2 Гц и дополни-
тельно обусловлен снижением собственных частот угловых коле-
баний редуктора вследствие значительного уменьшения его базы
Lp, квадрату значения которой пропорциональна угловая жест-
141
Рис. 7.4. Амплитудно-частотные харак-
теристики тягового привода класса II
при связи редуктора с рамой тележки
с помощью вертикальной тяги (кривая
1) н горизонтальной (кривая 2) при
и=2,27,	св=46,4 кН/мм, с? =
=500 кН-м/рад
Рис. 7.3. Амплитудно-частотные ха-
рактеристики динамического момента
на валу якоря двигателя привода
класса И при ы=2,27 (кривая 1)
и и = 4 (кривая 2) в случае с«=
= 46,4 кН/мм, Cj=SOO кН-м/рад
кость связи редуктора с рамой тележки. Снижение динамических
сил G и изменение направления их действия на раму тележки
(тяга расположена горизонтально к плоскости пути) приводит к
тому, что в вертикальном направлении на надрессорное строение
тележки действуют только силы, передаваемые через рессорное
буксовое подвешивание, Это вызывает снижение вертикальных
ускорений корпуса тягового двигателя при возмущении на часто-
тах свыше 6 Гц. Недостатком схемы с горизонтальной реактив-
ной тягой является несколько повышенная расцентровка муфты,
что обусловлено кинематической связью редуктора с рамой те-
лежки (см. табл. 2.1). Однако в случае достаточно большой дли-
ны промежуточных элементов муфты, в частности, на электровозах
серий ЧС1 и ЧС4, допустимо, а при отдельных конструктивных
исполнениях шарниров муфт желательно некоторое повышение
расцентровки. Известно, например, что при малых величинах рас-
центровок аналогичного привода электровоза ЧС4 происходит
местный износ (бриннелирование) шипа игольчатых подшипников
шарниров Гука.
Для количественной оценки динамических показателей приво-
да рассматриваемого типа обратимся к результатам моделирова-
ния режима движения локомотива (рис, 7.5 и 7.6) по пути, ха-
рактеристики которого приближены к реальным.
Абсолютные значения ряда динамических показателей доволь-
но высоки. Так, динамические моменты (рис. 7.5, а) в зимних
условиях при скорости 95 км/ч и в летних при скорости 110 км/ч
142
превосходят тяговую составляю-
щую момента (кривая 3), что
приводит к нарушению безотрыв-
ной работы зубьев и создает
двойную нагрузку на передачу.
Повышенные значения моментов
сказываются и на суммарных ус-
корениях элементов обмотки яко-
ря (гОя), которые почти в Зраза
превосходят ускорения центра
масс двигателя гдв (см. рис.
7.5,6), достигая 2,8 g. Макси-
Рис. 7.5. Зависимость максимальных
значений динамических моментов (а)
и максимальных ускорений якоря
2оя и остова zJB двигателей (б) от
скорости движения локомотива с
приводом класса II по пути с харак-
теристиками неровностей, близкими
к реальным, в эимиих (кривые 1) и
летних (кривые 2) условиях
мальные значения динамических
вертикальных сил взаимодейст-
вия колеса с рельсом, вычислен-
ные как утроенные средние квад-
ратичные (в полосе частот до
100 Гц), достигают 130 кН на
колесо.
Как показывает анализ соот-
ветствующнх функций спектраль-
ных плотностей, резкое повышение динамических показателей при
движении в летних условиях со скоростью 60 км/ч объясняется
сближением частот прохождения неровностей волнообразного из-
носа с собственными частотами колебания неподрессоренных
масс. На скорости 100 км/ч доминирующим в спектральной плот-
ности момента в передаче является максимум в области частоты
7,5 Гц (см. рис. 7.6), вызванный сближением частот возмущения
от эксцентриситета колеса (7,06 Гц) и собственных частот коле-
баний якоря (7,2 Гц) и галопирования тележки (8,7 Гц).
Таким образом, применительно к тяговому приводу с опорно-
осевым редуктором и опорно-рам-
ным двигателем можно отметить
следующее:
уровень динамических моментов
на валу шестерни велик, безотрыв-
ная работа зубчатого зацепления
во всем диапазоне скоростей вплоть
до конструкционной не обеспечива-
ется;
в зимних условиях можно ожи-
дать повышения уровня динамиче-
ских моментов на 25—45% в диа-
пазоне скоростей 80—120 км/ч;
более высокие динамические на-
грузки при прочих равных условиях
будет иметь тяговая передача с
большим передаточным числом;
основной составляющей динами-
Рис. 7.6. Функция спектральной
плотности динамического момента
на валу якоря при р=100 км/ч и
пути с нероэностями, близкими к
реальным
143
ческих усилий в реактивной тяге редуктора является реакция от
динамического момента передачи; поэтому, снижая динамичес-
кий момент, можно одновременно снижать и силы в реактивной
тяге;
соотношение геометрических и упругих характеристик привода
таково, что снижение жесткости амортизатора подвески редук-
тора слабо влияет на динамические свойства привода;
уменьшение торсионной жесткости передачи — более эффек-
тивный способ снижения уровня динамических моментов в переда-
че и усилий в подвеске редуктора;
эффективным способом снижения динамических моментов яв-
ляется применение горизонтальной реактивной тяги вместо вер-
тикальной подвески редуктора;
значительно увеличиваются нагрузки привода при движении
по участкам с развитым волнообразным износом со скоростя-
ми, на которых частота прохода неровностей близка к собствен-
ной частоте колебаний неподрессоренных масс на упругом
пути.
Особенности динамических нагрузок в тяговых приводах элект-
ропоездов. Собственные частоты линейного варианта связанной
системы экипаж — путь для электропоездов ЭР2 и ЭР200 сле-
дующие:
Координата.............<ря	ур
Частота, Гц, для при-
вода электропоезда:
Э?2 ................... 12,9	67,8
ЭР200 ............... 15,3	76,0
Ът	г*	гР	го
6,1	4,3	37,4	425	152,8
5,31	5,0	35,3	482	150,0
В исходном расчетном варианте привода торсионная жесткость
муфты с?:=200 кН-м/рад, что соответствует рабочей точке на ха-
рактеристике тягового момента Л1 = 2 кН-м. Все амплитудно-час-
тотные характеристики вычислены для системы, находящейся под
действием такого же момента. Исходная расчетная жесткость
с6=16 кН/мм для привода электропоездов ЭР200 и Св=12 кН/мм
для привода ЭР2. Характеристики пути соответствуют зимним ус-
ловиям.
Показатель 5ч, вычисленный по формуле (7.1) для электропо-
ездов ЭР2 и ЭР200, соответственно равен 1,87 и 3,98. Исходя
из этого можно ожидать соизмеримого влияния изменения
жесткостей се и с? на собственные частоты системы привода
ЭР2.
В приводе электропоезда ЭР200, как и в рассмотренном ранее
приводе электровоза ЧСЗ, больший эффект дает изменение тор-
сионной жесткости с? в кинематической цепи якоря. Действитель-
но, двойное уменьшение жесткости амортизатора подвески редук-
тора св приводит к изменению эквивалентной жесткости привода
электропоезда ЭР2 на 25,7%, а ЭР200 — только на 9,6%. Этим
объясняются различные относительные изменения уровня АЧХ
144
Рнс. 7.7. Амплитудно-частотные характеристики динамических сил в подвеске
редуктора G электропоездов ЭР2 (а) и ЭР200 (б) при изменении жесткости
амортизатора с6 в случае номинальной величины с?
Рис. 7.8. Амплитудно-частотные характеристики динамических сил в подвеске
редуктора электропоездов ЭР2 (а) и ЭР200 (б) при изменении торсионной
жесткости в кинематической цепи якоря, а также характеристика статического
момента резинокордной муфты при 0,5 са и 2 са (в)
145
усилий в подвесках редукторов для приводов электропоездов ЭР2
и ЭР200 (рис. 7.7, а и б).
Из тех же соображений следует, что для тягового привода на
ЭР200 с типовыми параметрами АЧХ должны быть в большей
степени чувствительны к изменению торсионной жесткости с?
(рис. 7.8, а и б).
АЧХ рассматриваемых тяговых приводов имеют много общего
с характеристиками электровоза ЧСЗ. Однако увеличение инерци-
онных характеристик редуктора по отношению к якорю (/₽//я =
= 0,112 у ЧСЗ, 0,234 у ЭР2 и 0,566 у ЭР200) повышает влияние
колебаний корпуса редуктора на общие колебания. Поэтому ре-
зонансные явления на частотах собственных колебаний корпуса
редуктора проявляются ярче, вызывая более резкое увеличение
резонансного максимума при второй форме колебаний привода,
особенно заметного на АЧХ сил в подвесках редукторов (см. рис.
7.2, б; 7.8, а и б).
Высокая чувствительность тягового привода к изменению жест-
кости создает реальную возможность ограничения динамических
нагрузок путем снижения жесткости упругих элементов, одновре-
менно делая ее зависимой от разброса их действительных харак-
теристик. Особенно неблагоприятные условия могут создаться при
использовании в качестве упругих элементов резиновых и резино-
кордных деталей, меняющих упругие характеристики под влияни-
ем температуры,
Как известно, при изменении температуры от +20 до —35°С
торсионная жесткость существующих резинокордных муфт увели-
чивается примерно в 2 раза по сравнению с номинальными сНОм
(от 90 до 200 кН-м/рад), как и осевая жесткость амортизаторов
(примерно от 8 до 16 кН/мм для амортизатора в сборе с предва-
рительным натягом 8 мм). Кроме того, заметную роль начинает
играть возросшая в 2,5 раза радиальная жесткость резинокорд-
ной муфты, включенной, по существу,.параллельно с амортизато-
ром подвески. На рис. 7.8,6 приведены характеристики резино-
кордной муфты, которые задавались в расчетах динамических
свойств привода. Как влияет изменение температур амортизатора
ta и муфты на АЧХ динамического момента Л1д на валу якоря
двигателя электропоезда ЭР2, видно из рис. 7.9, а. Повышение
жесткости амортизатора и муфты неблагоприятно сказывается на
АЧХ динамических нагрузок привода; как следует из сопоставле-
ния кривых, соответствующих С7 = 2сцОМ и с7 = 0,5сНом, можно ожи-
дать от полуторного (при а = 60-?80 км/ч) до двойного (при
и= 110-7-130 км/ч) увеличения динамических моментов на валу
якоря.
В СССР подвижной состав эксплуатируется в широком диапа-
зоне температур: от —60 до +50°С, поэтому следует сформули-
ровать более общее требование к приводам — малая чувстви-
тельность к изменению жесткости упругих элементов и обеспече-
ние низкого уровня динамических нагрузок в приводе не в ре-
зультате снижения жесткости связей Сб и с7, а путем улучшения
146
Рис. 7.9. Амплитудно-частотные характеристики динамического момента Мд (а)
и зависимости ЛГдта1 (v) (б) на валу якоря тягового двигателя электропоезда
ЭР2 при изменении температуры муфты tH и амортизатора /»:
/ _ гм= + 20 °C. fg - + 20 “С; 2— /и — - 35 °C, fg = + 20°C;
3 — <и = - 35 °C, ta = - 35 'С; 4 — tu = - 35 °C, ta = - 25 ’С
Рис. 7.10. Амплитудно-частотные характеристики динамического момента на ва-
лу якоря (а) и динамических сил в подвеске редуктора (б) электропоезда
ЭР200 при вертикальной (кривая I) и горизонтальной (кривая 2) тягах
147
кинематической схемы. В частности, большое значение имеет вы-
бор рационального угла наклона реактивной тяги. Оценим, на-
сколько это может оказаться эффективным для приводов рассмат-
риваемых электропоездов.
Из кривых рис. 7.10, а очевиден, как и для привода электро-
воза ЧСЗ, положительный эффект перехода на горизонтальную
реактивную тягу (за исключением небольшой зоны низких час-
тот), несмотря на то, что при горизонтальной тяге применен бо-
лее жесткий амортизатор (сч = 22 кН/мм вместо 5,25 кН/мм при
вертикальной). Вместе с тем в отличие от привода электровоза
ЧСЗ снижение моментов мало отражается на изменении АЧХ ре-
акций в подвеске редуктора (рис. 7.10, б): уровень АЧХ для
G ([) при переходе на горизонтальную реактивную тягу снижает-
ся только в зоне частот до 20 Гц. Причину этого следует искать
в том, что отношение приведенных значений моментов инерции
редуктора и якоря у ЭР200 более чем в 5 раз выше, чем у ЧСЗ.
Момент инерции редуктора привода электропоезда ЭР200 состав-
ляет 0,57 приведенного момента инерции якоря, а на электровозе
ЧСЗ — всего 0,11. Поэтому нагрузки подвески редуктора в зна-
чительно большей степени начинают определяться колебаниями
его корпуса на упругом амортизаторе.
В приводе электропоезда ЭР2, где отношение моментов инер-
ции равно 0,23, положительное влияние уменьшения угла накло-
на реактивной тяги к горизонтали на усилия в реактивной тяге
преобладают, как и в приводе электровоза.
Общий эффект от изменения схемы связи редуктора с рамой
тележки можно оценить, пользуясь результатами исследования
режима движения по пути со случайными вертикальными неров-
ностями. Как видно из рис. 7.11, существенного снижения сил в
подвеске редуктора даже по сравнению с вариантом, имеющим
низкую жесткость амортизатора (св = 6 кН/мм), можно добиться,
изменяя угол наклона у реактивной тяги. Из сравнения кривых
2, 3 и 5 следует, что преимущества имеют схемы, в которых угол
у отличен от 0, особенно — с горизонтальной реактивной тягой
сил в подвеске редуктора электропо-
езда ЭР2 от скорости движения по
пути со случайными неровностями
при Св=6 кН/мм (кривые 1, 2, 4)
и с>—22 кН/мм (кривые 3, 5)
Л4д=0; с?=сВои, Ft₽=3 кН;
I - f = 0’ н 0,4 кН; 2 - № О’;
у _ т = ?3S; 4 — тяга с удлиненным хвосто-
виком редуктора, у= 0°; 5 — т = 90’
148
Рис. 7.12. Зависимость максимальных динамических моментов на валу якоря
двигателя (а) и средних квадратичных значений сил в подвесках и тягах ре-
дуктора (б) скоростного электропоезда при движении с различными скоростями
по пути со случайными неровностями при С7=сяом, с6=22 кН/м (сплошные
кривые) и Св=5,25 кН/мм (штриховые):
I — 7 = 90°; 2 — т = 73°; 3 — y = 0“;4 — г = 90°; М (с) - статическая характеристика тягового
момента на валу двигателя
(у=90°). Сравнение кривых 2 и 4 подтверждает эффективность
увеличения базы подвески редуктора (см. гл. 1). В варианте с
удлиненной базой редуктора и вертикальной реактивной тягой
значение Lp увеличено с 0,735 до 0,975 м.
На рис. 7.11 приведена также кривая 1, относящаяся к вари-
анту, аналогичному, первому, но со сниженной величиной сил су-
хого трения в буксовом узле. Эта величина выбрана равной
0,40 кН, что соответствует уровню конструкционного трения без
специальных гасителей. Разница в положении кривых 1 и 2 ко-
личественно характеризует отрицательное влияние колебаний над-
рессорного строения тележки на нагрузки привода,
Чтобы оценить общий эффект изменения угла наклона реак-
тивной тяги на динамические нагрузки тягового привода элект-
ропоезда ЭР200, рассмотрим результаты (рис. 7.12) исследования
вынужденных колебаний привода при движении по пути, для ко-
торого средние квадратичные значения широкополосной случай-
ной неровности и неровности от волнообразного износа рельса
составляют соответственно 0,55 и 0,33 мм.
Как видно из рис. 7.12, а, увеличение угла у от 0 (кривая 3)
до 73° (кривая 2), а затем до 90° (кривая 1), даже несмотря на
значительное повышение в последнем случае жесткости с6 (22
вместо 5,25 кН/мм), приводит к резкому снижению динамических
моментов в передаче. В то же время силы в подвеске редуктора
G (рис. 7.12,6) даже возрастают. Этому способствует, в частно-
сти, уменьшение плеча крепления подвески редуктора (Лр соот-
14»
ветственно равно 0,735 при вертикальной и 0,485 м при горизон-
тальной реактивной тяге).
При горизонтальной тяге основным возмущающим фактором
для редуктора остается момент сил инерции, обусловленный экс-
центриситетом п расположения центра масс редуктора тр отно-
сительно оси колесной пары. Если выполнить условие mp/i=0
(кривая 4 на рис. 7.12, а, б), уравновесив корпус редуктора, бу-
дет устранен и этот возмущающий фактор. В этом случае привод
имеет минимальные нагрузки как в передаче, так и в реактивной
тяге. Пользуясь кривой тягового момента Л4(о), можно устано-
вить, что безотрывная работа зацепления для исходного варианта
жесткостей обеспечивается только до о = 80 км/ч. Применяя ре-
активную тягу и уравновешивая редуктор, можно увеличить зону
безотрывного зацепления до и= 160 км/ч.
Рассмотренные приводы электровозов и электропоездов име-
ют ряд общих свойств:
существенное влияние на динамические процессы в приводе
оказывают как возмущения со стороны неподрессоренных масс,
так и со стороны надрессорного строения тележки;
уровень динамических моментов в исходных вариантах приво-
дов соизмерим со статической тяговой составляющей и безотрыв-
иость работы зацепления во всем диапазоне скоростей вплоть до
конструкционной не обеспечивается;
подтверждаются сделанные в гл. 2 предположения о возмож-
ности снижения динамических моментов в приводе путем увели-
чения угла подвески редуктора у и увеличения его базы.
Вместе с тем необходимо отметить ряд особенностей приводов
электропоездов:
изменение жесткости амортизатора подвески редуктора влия-
ет в большей степени на динамику привода, чем в приводе элект-
ровоза;
снижение жесткости амортизатора в подвеске редуктора влия-
ет в меньшей степени на динамические свойства привода у ско-
ростных электропоездов, где меньшее передаточное число и;
высокая чувствительность динамических свойств приводов к
изменению торсионной жесткости передачи и широкое применение
эластомеров для изготовления гибких муфт и амортизаторов под-
вески редуктора могут способствовать повышению динамических
нагрузок привода в условиях низких температур;
относительно более высокие моменты инерции корпусов редук-
торов повышают вклад их колебаний в формирование динамиче-
ских сил, передаваемых на раму тележки; в отдельных неблаго-
приятных случаях снижение динамических моментов в передаче
может не приводить к одновременному снижению динамических
нагрузок в реактивной тяге.
Таким образом, инерционные характеристики и распределение
масс корпуса редуктора играют существенную роль в формиро-
вании характера вынужденных колебаний привода и его динами-
ческих нагрузок. Это присуще осевым редукторам с коническими
150
передачами, которые по чисто конструктивным причинам часто
обладают большой и плохо уравновешенной массой относительно-
осн колесной пары подвижного состава.
§ 7.2. ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ В ПЕРЕДАЧАХ ПРИВОДА КЛАССА I
Пути снижения динамических нагрузок. Главной особенностью
рассматриваемой схемы привода (см. рис. 2.2) является то, что,
поскольку редуктор и двигатель объединены, резко возрастают
масса и момент инерции редукторного блока. Момент инерции
редукторного блока электровоза серии ВЛ80 (ему соответствует
схема рис. 2.2) больше приведенного момента инерции якоря
/р= ] ,76 /я. Из-за отсутствия специальных упругих элементов тор-
сионная жесткость передачи в 5 раз больше приведенной жест-
кости подвески двигателя.
Собственные частоты расчетной системы для ряда значений
жесткостей подвески двигателя с& и торсионной жесткости в цепи
вала якоря с7 приведены на рис. 7.13 в виде поверхностей соот-
ветствующих зависимостей. Анализируя рис. 7.13, можно отме-
тить следующее:
собственные частоты колебаний якоря меньше собственных час-
тот колебаний остова двигателя, что свидетельствует о синфазных
колебаниях якоря и остова на собственной частоте якоря и про-
тивофазных колебаниях на собственной частоте остова;
исходя из сказанного (см. § 7.1) и учитывая соотношение (7.1),
можно утверждать, что на собственную частоту колебании осто-
ва двигателя в большей мере влияет жесткость в цепи вала яко-
ря с7, чем жесткость Се подвески, а на собственную частоту яко-
ря — наоборот;
Рис. 7.13. Зависимость собственных частот якоря (а) и остова (б) двигателя
от жесткости подвески двигателя с> и торсионной жесткости с7 в цепи якоря
151
Рис. 7.14. АЧХ динамического момен-
та на валу якоря в приводе класса
I при с7=1000 кН-м/рад, М =
= 8кН’М и изменяющейся жесткости
подвески двигателя:
1 _ с, = { кН/мм; 2 — с, = 18 кН/мм
при высоких значениях жестко-
сти с?=1000—1800 кН-м/рад
собственные частоты колебаний
двигателя (25,5—30 Гц) и коле-
баний неподрессоренных масс на
упругом пути (29,7—34 Гц)
сближаются; при низких значе-
ниях жесткости с? этого не про-
исходит;
собственные частоты колеба-
ний тележки слабо зависят от
параметров привода;
переход от зимних условий к
летним изменяет на 40% собст-
венные частоты колебаний ос-
това двигателя, на 18% —
якоря.
Перечисленные особенности
определяют специфический ха-
рактер АЧХ динамических пока-
зателей. Вследствие высокой тор-
сионной жесткости передачи АЧХ
динамического момента на валу
тягового двигателя (рис. 7.14) носит параболический характер.
Динамические моменты практически пропорциональны ускорени-
ям, задаваемым колесу при проходе неровностей пути. Умень-
'Остова 2Я и якоря гоя (б) двигателя привода класса I без учета (сплошные
кривые) и с учетом (штриховые) колебаний тележки при Св=9 кН/мм, с7 =
= 1000 кН-м/рад, М=8 кН-м/рад
152
шение Св в 3—4 раза против номинального значения не влияет
на характер изменения АЧХ для Мд в зоне основной полосы час-
тот возмущений до 30 Гц, Влияние колебаний тележки на тяго-
вый привод невелико и проявляется в незначительном повышении
уровня этой АЧХ в зоне собственных частот колебаний теЛежки
(рис. 7.15, а). На АЧХ ускорений корпуса и элементов обмоток
двигателя (рис. 7.15,6) практически не видно влияния колебаний
тележки, так как эти ускорения определяются в основном значи-
тельно более мощным возмущением от неровностей пути, Уровень
суммарных ускорений элемента обмотки якоря вследствие дей-
ствия динамических моментов в передаче значительно выше, чем
ускорений центра масс двигателя.
Практически единственным способом улучшения динамики рас-
сматриваемого привода остается снижение, торсионной жесткости
передачи cj (рис. 7.16). Из кривых рис. 7.16 следует, что поло-
жительное влияние упругого элемента сказывается только в заре-
зонансной зоне частот. Чтобы снизить уровень АЧХ для Мл в
основной зоне частот (до 20 Гц) с высокими уровнями возмуще-
ний, необходимо по меньшей мере в 10 раз уменьшить торсион-
ную жесткость.
Как видно из характера изменения АЧХ, снижение торсионной
жесткости является весьма эффективным. Влияние жесткости ст
на АЧХ усилий в подвеске двигателя мало, на АЧХ вертикаль-
ных ускорений двигателя также невелико и положительный эф-
фект от снижения жесткости с? проявляется на высоких часто-
тах, а следовательно, заметен в
основном на высоких скоростях.
Применение упругого венца в
большом зубчатом колесе и уп-
ругого опирания двигателя на
центры колесной пары. Конструк-
тивно снижение торсионной жест-
кости обычно достигается уста-
новкой упругого венца большого
зубчатого колеса.
Рассмотрим влияние введения
венца, упругие элементы кото-
рого имеют предварительный на-
тяг. Его характеристика является
«мягкой», нелинейной; она благо-
приятна для снижения динамиче-
ских нагрузок колебательной си-
стемы, находящейся в условиях
кинематического возмущения.
Дифференциальная торсионная
жесткость венца — величина не-
постоянная и зависит от посто-
янной составляющей тягового мо-
мента. Для передачи с венцом,
Рис. 7.16. АЧХ динамического мо-
мента на валу якоря тягового при-
вода класса I при изменении тор-
сионной жесткости с7 в кинематиче-
ской цепи якоря, в случае с«=
=9 кН/мм, М=8 кН-M
153
предварительный натяг которого создается силой Л>=40 кН и
суммарная угловая жесткость пакетов венца с?=1000 кН-м/рад,
об этом влиянии можно судить по АЧХ, вычисленным при раз-
личных значениях тягового момента М (рис. 7.17,а). Когда Л4=0
и амплитуда возмущающей неровности составляет 1 мм, упру-
гий венец оказывает влияние на систему привода только при час-
тотах возмущения, превышающих 12 Гц. До этой частоты возму-
щения он работает, как жесткий. В диапазоне частот 12—18 Гц
резко нарастает амплитуда деформаций, приближаясь к амплиту-
де возмущающей неровности; далее венец работает при постоян-
ной деформации гибких элементов, практически равной их дефор-
мации при отсутствии предварительного натяга (кривая при
Л4=0 и Го=О). Если двигатель развивает тяговый или тормозной
момент, превосходящий момент, создаваемый силой предваритель-
ного натяга венца, упругий венец начинает работать сразу после
того, как частота его колебаний достигает собственной частоты
колебаний якоря — около 4 Гц. Как следует из кривых
рис. 7.17,6, при отсутствии постоянной составляющей динамиче-
ские моменты в передаче растут до тех пор, пока не превзойдут
момент предварительного натяга (примерно 3 кН-м), после чего
устанавливается уровень моментов, близкий к этой величине.
При отсутствии предварительного натяга венца (Fo=O) или
при наличии постоянной составляющей, превышающей натяг, ха-
рактер АЧХ меняется; их уровень резко падает, начиная с часто-
ты собственных колебаний якоря. Другими словами, динамические
свойства тягового привода с упругим венцом, имеющим предва-
рительный натяг, существенно зависят от режима движения и
положительный эффект от применения упругого венца проявляет-
ся в большей степени при достаточно высокой постоянной состав-
ляющей момента.
Рис. 7.17. АЧХ угловых деформаций гибких элементов упругого венца зубчатого
колеса (а) и динамического момента на валу якоря (б) в тяговом приводе
класса I при с« = 9 кН/мм, fIJ = 40 кН, с?=1000 кН-м/рад
154
Таким образом, анализ амплитудно-частотных характеристик
выбранных динамических показателей позволяет сделать следу-
ющие выводы:
уменьшить динамические моменты на валу якоря тягового
двигателя можно, только существенно снизив торсионную жест-
кость передачи;
эффективность гибкого элемента передачи, выполненного в
виде упругого венца с предварительным натягом, в каждый мо-
мент времени зависит от постоянной составляющей тягового мо-
мента;
уменьшением жесткости упругих элементов в подвеске двига-
теля и передаче нельзя существенно снизить ускорения корпуса
тягового двигателя;
при жесткой передаче изменение упругих характеристик под-
вески двигателя практически не влияет на динамические момен-
ты в приводе;
при жесткой передаче в условиях движения по пути с харак-
теристиками, соответствующими зимним условиям, происходит
нежелательное сближение собственных частот колебаний корпуса
двигателя и вертикальных колебаний колесных пар;
вертикальная жесткость пути существенно влияет на собствен-
ные частоты привода рассматриваемого типа.
Для количественной опенки динамических нагрузок привода и
эффекта от введения упругого венца большого зубчатого колеса
выполнены расчеты режимов движения электровоза с различны-
ми скоростями по пути, имеющему характеристики, приведенные
в § 6.3.
Как видно из рис. 7.18, переход с жесткой передачи на упру-
гую вызывает резкое снижение динамических моментов как в
зимних, так и в летних условиях. Особенно велика разница при
сравнении динамических нагрузок в зимних условиях (кривые 2
и 4): в этом случае значение Ма уменьшается в 5 раз во воем
диапазоне исследованных скоростей. В летних условиях наблю-
дается снижение Мл в 3 раза (кривые / и 3). Не менее важно
резкое изменение г0, гД8 (рис. 7.19) при переходе от зимних ус-
ловий к летним. Происходящее при этом снижение жесткости пу-
ти положительно сказывается на всех динамических показате-
лях: динамические моменты уменьшаются примерно в 3 раза при
жестком венпе и в 2 раза — при упругом. Максимальное зна-
чение динамического момента, рассчитанное как утроенное сред-
нее квадратичное, в зимних условиях может достигать при жест-
ком венпе 15 кН-м, при упругом — 3,5 кН-м, а в летних усло-
виях — соответственно 5,25 и 1,8 кН-м.
Характеристика M(v) двигателя НБ-418К электровоза ВЛ80,
нанесенная на рис. 7.18,а, позволяет определить зону скоростей
движения, в которой обеспечивается безотрывная работа зацеп-
ления. Как видно из рис. 7.18, а, при жесткой передаче макси-
мальные значения динамических моментов при скоростях движе-
ния, превышающих 60 км/ч, даже в летних условиях оказывают-
155
Рис. 7.18. Зависимости максимальных
динамических моментов на валу
якоря (а), максимальных динамиче-
ских сил в подвеске двигателя (б)
для тягового привода класса I от
скорости движения по пути со слу-
чайными неровностями в зимних
(кривые 2, 4) и летних условиях
(кривые 1, 3) при св=9 кН/мм,
с7=ЮОО кН-м/рад, М=8 кН-м;
2 — без упругого венца; 3 — при
наличии упругого венца (сплошные
кривые) и отсутствии его (штрихо-
вые); М (v) — тяговый момент
двигателя
Рис. 7.19. Зависимости максимальных
ускорений остова двигателя хдв
(сплошные кривые) и якоря 2»я
(штриховые) от скорости движения
по пути со случайными неровностями
в зимних (кривые 2, 4) и летних
(кривые 1, 3) условиях при с« =
=9 кН/мм, с? =1000 кН-м/рад, Л1=
= 8 кН-м, наличии упругого венца
(3, 4) и его отсутствии (7, 2)
156
ся большими, чем тяговая составляющая момента. При упругом
венце безотрывность обеспечивается в зимних условиях до v —
= 70 км/ч, в летних — до о = 90 км/ч.
Что касается усилий в подвеске двигателя, то в приводе с
упругим венцом они несколько больше (кривые 2 и 4), чем в
приводе с жестким; с ростом скорости эта разница уменьшается
(рис. 7.18,6). В зимних условиях максимальное значение дина-
мической составляющей реакции в подвеске двигателя может до-
стигать 37,5 кН для привода с упругим венцом и 28,5 кН с жест-
ким, для летних условий — соответственно 24 и 16,5 кН.
Ускорения корпуса тягового двигателя в большей мере зави-
сят от жесткости пути; влияние же упругих характеристик венца
сказывается слабо и только на высоких скоростях (см. с. 154).
При переходе к летним условиям почти в 2,5 раза снижаются
вертикальные ускорения двигателя (см. рис. 7.19), В более тя-
желых зимних условиях несколько лучшими свойствами облада-
ет привод с упругим венцом, в летних, характеризуемых мень-
шими возмущениями и несколько пониженной высокочастотной
частью возмущения, — жесткий привод. С ростом скорости более
интенсивно увеличиваются ускорения двигателя в приводе с
жесткой передачей. Утроенное среднее квадратичное значение
ускорений центра масс двигателя в зимних условиях может до-
стигать примерно 4,3g, а в летних — 1,75g.
Ускорения обмотки якоря тягового двигателя (см. рис. 7.19)
вследствие высокого динамического момента более чем вдвое
превышают ускорения его остова как в зимних, так и в летних
условиях. Утроенное среднее квадратичное значение ускорений
обмотки якоря в пазовой части достигает 9,75g в зимних услови-
ях и 3,8g в летних. В целом, несмотря на некоторое увеличение
усилий в подвеске двигателя, введение упругого венца положи-
тельно влияет на динамические свойства привода главным обра-
зом благодаря снижению нагрузок на элементы кинематической
цепи, передающие вращение.
Оценка динамических сил в контакте колеса с рельсом в по-
лосе частот до 100 Гц показывает, что уровень их весьма высок.
Среднее квадратичное значение сил при скорости 100 км/ч в зим-
них условиях может достигать 45 кН на одно колесо в случае
принятых неровностей пути. Для того же пути в летних услови-
ях оно на 5,25% ниже.
Чтобы выявить основные факторы, определяющие динамиче-
ские нагрузки тяговой передачи, проанализируем спектральный
состав динамических составляющих момента на валу якоря дви-
гателя. Как видно из рис. 7.20 (штриховая кривая), низкочастот-
ные составляющие возмущения колебания галопирования тележ-
ки (частота /==6,7 Гц), подпрыгивания тележки (/=4,14 Гц), экс-
центриситета колеса (5,76 Гц) не оказывают заметного влияния
на формирование спектра динамических моментов. Доминиру-
ющими факторами являются возмущения от волнообразного из-
носа (/=22,2 Гц), колебания корпуса тягового двигателя (17,3 Гц),
157
Рис. 7.20. Функция спектральной плотности динамического момента на валу
якоря при скорости движения электровоза 80 км/ч в зимних (сплошные кри-
вые) и летних (штриховые) условиях для тяговой передачи без упругого венца
(а) и с упругим венцом (6) в случае с6=9 кН/мм, с7=1000 кН-м/рад,
Л4 = 8 кН-м
неподрессоренных масс на упругом пути (25,9 Гц) и якоря тя-
гового двигателя (9,24 Гц). Таким образом, в спектрах динами-
ческих моментов можно обнаружить как максимумы, обусловлен-
ные статистическими резонансами1 на собственных частотах сис-
темы, так и максимумы, соответствующие гармоническим и узко-
полосным возмущениям, В силу параболического характера АЧХ
для Мл в зоне до 30 Гц особенно сильное влияние оказывают
возмущения, частота которых приближается к верхней границе
этой зоны, например, волнообразный износ.
Рассмотренные зависимости находят отражение в спектрах
динамических моментов, полученных при решении задачи дви-
жения как по летнему, так и по более жесткому — зимнему пу-
ти. В последнем случае уровень спектральных плотностей в це-
лом выше. Суммарная дисперсия процесса достигает максимума
при сближении частот возмущения от волнообразного износа
(22,2 Гц), собственных частот колебаний двигателя (25,5 Гц) и
неподрессоренных масс на пути (29,7 Гц).
При введении упругого венца, как это следует из амплитудно-
частотных характеристик Л4П (см. рис. 7.16), должна резко сни-
зиться плотность дисперсий момента и в первую очередь в зоне
частот выше 10 Гц. Анализ спектров SMa для тягового привода,
1 Резонансы на собственных частотах системы, вызванные воздействием
широкополосного по частоте возмущения на динамическую систему.
15В
имеющего упругий венец, подтверждает это предположение
(рис. 7.20).
Вместе с тем возрастает относительное значение низкочастот-
ных составляющих колебаний вследствие сближения частот воз-
мущения от эксцентриситета колеса и собственных частот под-
прыгивания и галопирования тележки. Если при v= 80 км/ч их
влияние становится соизмеримым с влиянием волнообразного из-
носа, то при и=60 км/ч оно может стать превалирующим. Это
приводит к тому, что такое снижение скорости практически не
сопровождается уменьшением динамических моментов в приводе.
Правда, уровень спектральных плотностей моментов в этом слу-
чае мал и абсолютное значение динамических добавок, вызван-
ных колебаниями тележки и эксцентриситетом колеса, относи-
тельно невысокое.
Доминирующее влияние колебаний неподрессоренных масс на
формирование спектра динамических моментов в приводе под-
тверждается результатами спектрального анализа сил в контакте
колесо—рельс (рис. 7.21, а): положение пиков спектральной плот-
ности динамических моментов приходится на зоны максимумов
спектральной плотности сил, действующих с пути на колесо. Зо-
ны максимумов соответствуют частоте прохода неровностей вол-
нообразного износа /вн=22,3 Гц и собственной частоте колебания
Рис. 7.21. Функция спектральной плотности силы в контакте колесо—рельс (а)
и ускорения остова двигателя (б) при скорости движения электровоза 80 км/ч
в зимних условиях при передаче без упругого венца (сплошные кривые) и в
летних при передаче с упругим венцом (штриховые) для св —9 кН/мм, с7=
= 1000 кН'М/рад, ЛТДВ=8 кН-м
159
неподрессоренных масс на пути /огк = 25,9 Гц. Эти же факторы
являются определяющими для функции спектральной плотности
вертикальных ускорений двигателя (рис. 7.21, б), поэтому влия-
ние упругого венца в этом случае невелико.
Таким образом, для тягового привода с опорно-осевым двига-
телем в простейшем конструктивном исполнении без специальных
упругих элементов в кинематической цепи, передающей тяговый
момент, можно заключить, что привод обладает рядом недостат-
ков, основными из которых являются:
высокие ускорения остова двигателя и обмоток якоря, при
этом последние могут вдвое превосходить ускорения остова;
высокие динамические моменты в передаче, благодаря чему
не может быть обеспечена безотрывная работа зубчатого зацеп-
ления во всем диапазоне эксплуатационных скоростей (для при-
вода электровоза ВЛ80 — свыше 60 км/ч);
большая жесткость связей привода, что делает его чувстви-
тельным к высокочастотным возмущениям, особенно сильно про-
являющимся при высокой жесткости пути; это приводит к резкому
росту всех динамических показателей в зимних условиях.
Введение упругого венца большого зубчатого колеса позволя-
ет значительно снизить динамические моменты и несколько рас-
ширить диапазон скоростей, в котором возможна безотрывная ра-
бота зубчатого зацепления. Существенно уменьшить ускорения
корпуса тягового двигателя не удается технически просто реали-
зуемыми приемами: рациональным выбором жесткостей подвески
двигателя и упругого венца.
Вертикальные силы, воздействующие на путь, при локомоти-
ве с рассматриваемым приводом в зимних условиях примерно
вдвое превышают возникающие в аналогичных условиях при ло-
комотивах с опорно-осевым редуктором и опорно-рамным двига-
телем. Исходя из спектрального состава динамических нагрузок
привода можно утверждать, что существенно снизить воздейст-
вие на путь и улучшить динамические показатели привода мож-
но, уменьшив волнообразный износ рельсов и вообще неровности
малой длины, вызывающие в основном диапазоне скоростей воз-
мущения с частотой от 12 до 30 Гц.
Спектральный анализ динамических нагрузок жесткого приво-
да свидетельствует о том, что влияние на них колебаний кузова
и тележки мало и при динамических расчетах его можно не
учитывать. В приводе с упругой передачей дисперсия динамиче-
ского мо?лента, приходящаяся на полосу в зоне собственных час-
тот колебаний тележки, может достигать 50% обшей величины
и пренебречь влиянием колебаний подрессоренной массы тележ-
ки нельзя.
В зарубежной практике применяется один из вариантов при-
вода класса I, в котором двигатель опирается на центр колеса че-
рез упругие элементы, что способствует некоторому снижению ди-
намических нагрузок тягового привода и уменьшению воздействия
на путь.
166
5*
Существует ряд ограничений, затрудняющих обеспечение" та-
ких параметров упругих связей, при которых была бы эффектив-
ной виброзащита привода в зоне частот, соответствующих основ-
ной мощности спектра возмущения. Чтобы резиновые элементы
были долговечными, их относительная деформация не должна
превосходить 10%, что в сочетании с ограничениями на абсолют-
ные размеры резиновых элементов приводит к конструкциям
со статическим прогибом менее 3 мм (на электровозе ЕН, вы-
пускаемом в ГДР, около 1,5 мм); в условиях низких темпера-
тур можно ожидать увеличения примерно вдвое жесткости и со-
ответствующего снижения статического прогиба, в результате че-
го виброзащитный эффект начинает проявляться на частоте 20—
25 Гц (нижняя граница), Возмущения на более низких частотах
такая система будет усиливать.
Учитывая сказанное, можно предположить, что рассматривае-
мая упругая связь ограничивает высокочастотные составляющие
возмущения, возникающие при проходе крестовин и т. п, Следует
напомнить, что такой тип привода нашел применение в основном
па железных дорогах с высоким качеством содержания пути и в
мягких климатических условиях.
Высказанные замечания не отвергают в целом привод с упру-
гим опиранием двигателя на ось или центр колеса; напротив, из
различных модификаций приводов при опорно-осевом подвеши-
вании двигателя он является наиболее динамически совершен-
ным. Однако, по нашему мнению, было бы неправильным пре-
увеличивать возможности подрессоривания двигателя с помощью
упругих элементов, установленных на колесной паре: его эффек-
тивность во всех случаях значительно меньше эффективности
подрессоривания при установке двигателя на раму тележки.
§ 7.3. ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ В ПЕРЕДАЧАХ ПРИВОДА КЛАССА III
Значения динамических нагрузок и причины их возникнове-
ния. Анализ собственных частот линейного варианта расчетной
системы (табл. 7.1) показывает, что колебательные свойства ло-
комотива и пути в вертикальном направлении не зависят от па-
раметров привода: частоты собственных колебаний по координа-
там г0, 2п, 2„, гт постоянны. Слабая связь имеется лишь с коле-
баниями галопирования тележки.
Амплитудно-частотные характеристики, рассчитанные по сис-
теме дифференциальных уравнений, представлены на рис. 7.22.
Характер АЧХ динамического момента на полом карданном ва-
лу (рис. 7.22, а) подтверждает полученное в гл. 1 предположение
о доминирующей роли галопирования тележки в возмущении
крутильных колебаний привода. Основной максимум АЧХ нахо-
дится на частоте, совпадающей с частотой галопирования тележ-
ки (6—7 Гц), второй максимум — в зоне собственной частоты
вертикальных колебаний колесных пар на пути (37—40 Гц).
6-1216	161
Вертикальные колебания неподрессоренных масс возбуждают
колебания привода не непосредственно, а вызывая колебания га-
лопирования рамы (рис. 7.22,6), и поэтому их действие значи-
тельно ослаблено. Влияние привода на колебания рамы тележки
незначительно. Это следует из совпадения АЧХ величины фут
для вариантов с существенно различными характеристиками при-
вода (кривые 1 и 2 на рис. 7.22,6).
Существенно, что уровень АЧХ динамических моментов в пе-
редаче во всем диапазоне частот значительно ниже, чем в при-
водах, рассмотренных ранее. На фоне низких динамических на-
грузок, вызываемых неровностями пути, заметную роль могут
играть возмущения, вызванные неравномерностью вращения
большого зубчатого колеса, обусловленной эксцентриситетом ко-
лес.
Таблица 7.1
Жесткость, кН-м/рад
Собственные частоты, Гц, по координатам
гн zp z0
20
4500	40
120
20
1200	40
______________120
6,37	23,8	87,5
7 15	35,2	87,5
7,8	49,7	87,5
3,82	16,6	45,1
3,98	22,6	45,1
4,15	38,6	45,1
4,92
5,02
5,06
6,35
6,45
6,52
156
156
156
156
156
156
При наличии эксцентриситета зубчатого колеса относительно
геометрической оси колесной пары, проходящей через центры ок-
ружностей катания, окружная скорость va некоторой фиксирован-
ной точки а на делительной окружности зубчатого колеса:
va = га “к = “к <го + е ®'пюк О = “к г0 + к sin О “ г0 ("к +
+ Sin<oK f),
где го — радиус колеса по кругу катания;
K=e‘ir!l — относительное значение эксцентриситета.
Вторую часть выражения, стоящего в скобках, можно рассмат-
ривать как возмущающий фактор, соответствующий переменной
составляющей угловой скорости вращения зубчатого колеса. По
существующим нормам па эксцентриситет колес величина к для
электровозов может достигать 0,0016. Реакцией системы является
динамический момент на полом карданном валу (рис. 7.23, а),
который имеет максимумы на частотах, соответствующих часто-
там свободных колебаний якоря (4,2 и 7,5 Гц) и блока промежу-
точных шестерен (38,6 и 49,7 Гц). Последнее подтверждается
анализом характера зависимостей скоростей поворота промежу-
точных шестерен при том же виде возмущения (рис. 7.23,6).
162
Рис. 7.22. АЧХ динамического момента на карданном валу тягового привода
класса III (а) и угловых ускорений галопирования подрессоренной массы те-
лежки (б) при торсионной жесткости муфты между валаии якоря и раздаточ-
ного редуктора 0=1200 кН^м/рад, и=2,25, 0=1125 кН-м/рад (сплошные
кривые) и 0=4500 кН'М/рад (штриховые)
Рис. 7.23. АЧХ динамического момента на карданном валу (а) и угловых ско-
ростей промежуточных шестерен рамного редуктора (б) тяговйго привода клас-
са III при возмущении, вызванном эксцентриситетом зубчатого колеса относи-
тельно оси вращения, для 0=1200 кН-м/рад, и=2,25, 0=4500 кН-м/рад
(сплошные кривые) и 0=1120 кН-м/рад (штриховые)
6*
163
Рис. 7.24. Зависимости максималь-
ных значений динамических моментов
на карданных валах тягового приво-
да класса III от скорости движения
электровоза по пути со случайными
неровностями при;в= 1200 кН-м/рад,
н=2,25, с? = 4500 кН-м/рад (кри-
вая 1) и с7=1120 кН-м/рад (кри-
вая 2)
Характер всех АЧХ динамических моментов близок в целом
к полученному при вертикальных возмущениях, однако уровень
моментов не превосходит 20—25% уровня последнего. Низкий
уровень амплитудно-частотных характеристик величины М2 на
карданных валах приводит к тому, что при характеристиках пу-
ти, близких к реальным с учетом вертикальных и угловых возму-
щений от эксцентриситета колеса, динамические моменты не вы-
ходят за пределы 1,4 кН-м (рис. 7.24). Это на порядок ниже,
чем для всех ранее рассмотренных электровозных приводов даже
на валах шестерен редукторов. Таким образом, подтверждается
сделанный в гл. 1 вывод о высоких динамических свойствах при-
вода класса III с опорно-рамным двигателем и редуктором.
Полые валы муфт продольной компенсации обладают значи-
тельной массой и имеют, как правило, упругие связи с колесной
парой и тележкой через сайлент-блоки муфт. Их колебания мо-
гут служить источником динамических нагрузок в элементах пе-
редачи. В первую очередь это относится к приводу системы Жак-
мен, имеющему большие по размеру и массе полый вал и кар-
данные кольца.
Поперечные колебания упругозакрепленных карданных валов
муфт продольной компенсации. Полый карданный вал в приводе
системы Жакмен через резинометаллические зтулки шарниров
оказывается упругоподвешенным с одной стороны — к колесной
паре, а с другой — к тележке. Следовательно, его можно рас-
сматривать как ротор, вращающийся в упругозакрепленных опо-
рах (рис. 7.25).
Из вынужденных колебаний подобных систем наиболее иссле-
дованы колебания, вызываемые дисбалансами. В нашем случае
наряду с дисбалансами имеются кинематические возмущения от
колебаний колесной пары и рамы тележки. Рассмотрим случай с
равномерным распределением дисбаланса по длине вала, что по-
зволяет привести его к поперечной плоскости, проходящей через
центр тяжести, и выразить в виде массы mi, сосредоточенной в
этой плоскости с эксцентриситетом е. Удобно вести вычисления
для координат центра тяжести вала:
хв~(х1 + х2)/2; 2-b = (^ + z2)/2
164
и ввести углы поворота вала в пространстве:
% = (-x2-^)//; Тв=(гг
В этом случае система уравнений, описывающая пространст-
венные колебания полого вала, будет иметь вид:
иаха + 2 слхв + 2(JxxB = mxe<s? cosot;	(7.2)
"'.Л + 2сг [*в -(< + Л)/2] +2 3г [г„ - (гн +jj/2] =
= Wj е ofi sin at;	(7.3)
сх/г	?хгг
/a-iB + /iaB =-—— %- —— а*>	(7-5)
где тд — масса вала;
* Аг г2' х2 ~ координаты положения опор 1 и 2;
сх, сг — жесткость упругих опор соответственно в направлении х и г;
/ — момент инерции вала относительно оси колесной пары;
Л — момент инерции вала относительно осей х и г, проходящих через
центр масс вала;
/ — расстояние между опорами / и 2;
ш — частота вращения зала вокруг осн.
При описании этими уравнениями поперечных колебаний по-
лого вала в приводе системы Жакмен следует учитывать, что их
жесткости сх и су вследствие конструктивных особенностей шар-
нирных узлов не являются постоянными, а зависят от положения
втулок шарниров в пространстве.
Рассмотрим два конструктивных исполнения, существенно вли-
яющие на характер упругих связей полого вала: 1-е — оси всех
резинометаллических шарниров расположены радиально по отно-
шению к оси колесной пары (схема I на рис. 7.25, б); 2-е — оси
внешней пары шарниров каждого шарнирного кольца расположе-
ны аксиально по отношению к оси колесной пары (схема II).
Возможны и асимметричные комбинации двух названных вариан-
Рис. 7.25. Расчетные схемы муфты с полым карданным валом в приводе системы
Жакмен:
а — динамическая схема; б — модификация кинематических схем
165
тов (обычно 2-й со стороны колесной пары, 1-й со стороны ре-
дуктора).
Так как полый карданный вал системы Жакмен состоит из
трех практически равных по массам частей (собственно вал и два
кольца), связанных друге другом упруго, могут существовать-
различные формы его колебаний. Наиболее опасны низкочастот-
ные колебания, поскольку энергетический спектр возмущения име-
ет более высокую мощность в низкочастотной части.
Низкочастотные колебания в большей степени присущи 1-му
конструктивному исполнению с радиальной ориентацией осей
всех сайлент-блоков муфт по отношению к оси колесной пары.
Такая схема применена на электровозе ВВ9400 (Франция), а.
также на большом количестве электровозов, тепловозов и мотор-
ных вагонов, тележки которых созданы на основе этой модели.
Наиболее низкочастотные колебания возникают, когда полый вал
с двумя муфтами колеблется как одно целое на внешних парах
резиновых втулок. Колебания собственно полого вала на втулках
внутренних сайлент-блоков являются основными при 2-м конст-
руктивном исполнении, где жесткости поперечных связей колец
шарнира с колесной парой и редуктором весьма высоки, так как
определяются радиальной жесткостью резиновых втулок. Послед-
няя, как правило, в 10—15 раз выше осевой жесткости тек же
втулок.
Можно показать [7], что жесткость тех же связей в направ-
лении оси х:
= с0С + ср + (с0С - ср) cos 2 о t,	(7,6>
а в направлении оси г:
^-coe + cp+(£p-cot>“s2"f'	<7'7>
Таким образом, жесткость cz изменяется относительно средне-
го значения сОс+сР, достигая при ю1=пп максимума, равного сР.
а при (Щ=лл-|-л/2 минимума, равного с0С. Изменение происхо-
дит с двойной частотой по отношению к частоте вращения вала.
Как видно из уравнений (7.2) —(7.5), только два последних
образуют связанную систему; два первых не зависят друг от дру-
га. При этом колебания по координате х (вдоль оси пути) воз-
буждаются только дисбалансами вала пцеш2, вертикальные коле-
бания — дисбалансами и вертикальными перемещениями колес-
ной пары z' и рамы z'7 в местах присоединения к ним шар-
ниров полого вала. Угловые колебания полого вала в вертикаль-
ной поперечной плоскости по координате ув вызываются верти-
кальными перемещениями колеса z,' и тележки г'Т в местах
прикрепления к ним полого вала. Угловые колебания в горизон-
тальной плоскости по координате аа определяются только гироско-
пической связью с колебаниями по координате ув-
Полученные таким образом уравнения записаны относительно
неподвижной системы координат, что позволяет совместно решать
166
уравнения поперечных колебаний полого вала, колебаний пути,
тележки и привода.
Исследование [7] на аналоговых вычислительных машинах
пространственных колебаний полого вала при движении по пути,
характеристики которого близки к реальным, показывает, что
основными при первой схеме монтажа шарниров являются угло-
вые колебания в плоскости ZOY. При осевой жесткости резино-
металлических втулок сос = 3 кН/мм максимальное значение сум-
марной деформации от колебаний вала по координатам ув и
2В не превосходит 5,8 мм, а при 6 кН/мм — не выше 5,3 мм, что
не выходит за пределы, допустимые по условиям максимальных
напряжений.
Анализ функции спектральной плотности вертикальных дефор-
маций рези'новых втулок свидетельствует о том, что, действитель-
но, основная часть их дисперсии сосредоточена в зоне частоты
37,2 Гц, соответствующей собственной частоте колебаний непод-
рессоренных масс.
Существенны также колебания на частоте изменения жестко-
сти cz (двойная частота вращения колеса), равной 17,5 Гц, и на
частоте вращения колеса fK = 8,75 Гц; в меньшей степени прояв-
ляется влияние колебаний тележки /2Т=4,5 Гц.
Приведенные выше результаты относились к колебаниям пер-
вой формы, типичным для схемы I расположения шарниров (см.
рис. 7.25,6), — колебаниям полого вала в сборе на резиновых
втулках внешних шарниров. Колебания второй формы — колеба-
ния собственно полого вала без колец на втулках внутренних
шарниров; основные для схемы // установки шарниров.
В этом случае предельные суммарные деформации, выведен-
ные исходя из тех же условий, что и для схемы I, равны соответ-
ственно 5,25 и 4,3 мм. Как было указано, такие деформации не
представляют опасности для узла полого вала.
Таким образом, пространственные колебания полого вала для
принятых дисбалансов и характеристик пути не вызывают опас-
ных динамических режимов нагружения узла муфты.
Существенным является то, что жесткости сх и cz в течение
одного оборота вала дважды принимают весьма высокие значения,
определяемые радиальной жесткостью резиновых втулок. Расче-
ты показывают, что периодическое изменение величин сх и сг
препятствует развитию статистических резонансов, вызванных ки-
нематическими возмущениями.
В то же время не наблюдается и чрезмерного параметрическо-
го резонанса.
Продольное расположение относительно оси колесной пары
втулок внешних резинометаллических шарниров представляется
более целесообразным, так как в этом случае можно обеспечить
допустимый уровень деформаций втулок при более высоком от-
носительном уровне дисбаланса. Введенный в расчет дисбаланс
37 кг-см можно легко обеспечить для существующего полого ва-
ла статической балансировкой.
U7
Замена муфты Жакмен на трехповодковую шарнирную, име-
ющую постоянную и более высокую радиальную жесткость, по-
зволяет дополнительно снизить деформации упругих радиальных
связей в результате как увеличения радиальной жесткости, так
и ликвидации причин параметрического возмущения колебаний
вала на частоте переориентации втулок в пространстве.
Таким образом в приводе класса III наряду с полным подрес-
сориванием тягового двигателя и редуктора резко снижаются ди-
намические моменты в передаче. В случае применения муфт с
продольной компенсацией и длинным промежуточным валом де-
формации закручивания шарниров вполне приемлемы, а осевые и
радиальные деформации втулок, возникающие вследствие прост-
ранственных колебаний полого промежуточного вала, находятся
в допустимых пределах.
§ 7.4. ОСОБЕННОСТИ ДИНАМИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ
В ГРУППОВОМ ТЯГОВОМ ПРИВОДЕ КЛАССА III
Кинематическая схема тягового привода класса III рассмот-
рена в гл. 5. АЧХ динамических моментов в передаче (рис. 7.26, а)
подтверждает, что основным возмущающим фактором для кру-
тильных колебаний привода является галопирование тележки —
величина <рит (см. рис. 26, б). Колебания тем больше, чем боль-
ше передаточное отношение отличается от единицы (что вытека-
ет из положений, приведенных в гл. 1) и чем ближе собствен-
ные частоты колебаний якоря и тележки. При и = 2,25 они совпа-
дают, что проявляется в виде наибольшего резонансного пика на
частоте 4 Гц.
Колебания якоря доминируют в колебаниях всех остальных
вращающихся масс, расположенных до колесных пар в обеих ки-
нематических цепях привода.
Тяговый привод слабо влияет на колебания тележки, что сле-
дует из наложения друг на друга кривых АЧХ для А4Д при трех
вариантах привода, различающихся передаточным отношением
(см. рис. 7.26, а).
Как уже указывалось, в приводе рассматриваемого типа от-
носительно большое влияние могут иметь возмущения от кинема-
тических погрешностей передачи, вызываемых эксцентриситетами
колес и кинематическим несовершенством муфт.
О реакции тягового привода на возмущения, вызванные кине-
матической погрешностью карданных муфт, можно судить по
кривым, представленным на рис. 7.27, а. Ввиду трудности выбора
масштаба, возникающей при решении этой задачи из-за малого
уровня динамических реакций в приводе, кинематическая погреш-
ность взята соответствующей перекосу тележки на ширине рас-
положения букс, равному 110 мм, т. е. примерно в 5 раз большей
максимально возможной. Это позволяет более ярко отразить ка-
чественную сторону процессов.
168
Рис. 7.26. АЧХ динамического момента (а) и
угловой скорости колебаний галопирования те-
лежки с тяговым приводом класса III (б) при
св=46,2 кН/мм, С7 = с9=4500 кН-м/рад, с8=
= 1200 кН-м/рад и различных значениях пере-
даточных чисел привода
ё) .t йм
10 (рад/с)/пп
8
6
10 20 30 40 КГц
Рис. 7.27. АЧХ динамического момента группового тягового привода класса III
при возмущении, вызванном кинематической погрешностью карданных муфт (а)
и зависимости максимальных динамических моментов на полых валах муфт от
скорости движения локомотива по пути со случайными неровностями (б) в лет-
них (сплошные линия на рис. 7.27, б) и зимних (штриховые) условиях
169
Как видно из кривых Л1д (/), приведенных на рис. 7.27, а,
доминируют колебания якоря, в зоне собственных частот которых
находятся основные резонансные максимумы, Несмотря на мно-
гократно завышенный по сравнению с реальный уровень возму-
щения, абсолютные значения динамических нагрузок в приводе
невелики. Так, в резонансном режиме (частота возмущения 5 Гц,
о = 35,3 км/ч) динамический момент карданного вала не превос-
ходит 4 кН-м, т. е. менее 4% предельного по сцеплению. При сни-
жении перекоса тележки до практически возможного, соответст-
вующего деформации буксового подвешивания от боковой качки
тележки (20 мм) можно ожидать уменьшения динамических мо-
ментов примерно на порядок, поскольку зависимость кинемати-
ческой погрешности от угла перекоса квадратичная.
Таким образом, кинематическая погрешность карданной муф-
ты типа Жакмен может вызывать дополнительные динамические
нагрузки передач, однако они не представляют серьезной опас-
ности для привода, так как их абсолютное значение исчисляется
единицами процентов от нагрузок, предельных по сцеплению, что
практически неощутимо. Кроме того, резонансные по этому виду
возмущения скорости движения не превосходят 40 км/ч, т. е. на-
ходятся в зоне, где нагрузки от других видов возмущений малы.
Результаты расчетов динамики тягового привода и тележки
при движении по пути с характеристиками, приведенными в гл. 6,
представлены в виде графиков на рис. 7.27, б. Рассматривались
колебания полной расчетной системы с учетом всего комплекса
возмущающих факторов — случайных и детерминированных не-
ровностей пути, кинематических погрешностей карданной пере-
дачи в условиях движения с перекосом надрессорного строения,
постоянная составляющая которого соответствует предельно до-
пустимому непогашенному ускорению.
Динамические процессы в рассматриваемом приводе имеют
ряд особенностей. Зависимости от скорости движения локомотива
первой группы динамических показателей, связанных с крутиль-
ными колебаниями привода (угловые ускорения якоря, враща-
ющие моменты в полых валах М'а и угловые скорости про-
скальзывания колесных пар), имеют одинаковый характер, а сле-
довательно, в значительной степени определяются общими доми-
нирующими факторами. На динамические показатели первой
группы сильно влияет передаточное число (рис. 7.27, б) и в мень-
шей степени вертикальная жесткость пути; в случае когда и =
= 1,08, влияние ее практически незаметно. Зависимости от скоро-
сти движения второй группы динамических показателей, связан-
ных с вертикальными колебаниями ходовых частей (вертикаль-
ные ускорения колесной пары гн и рамы тележки zT, верти-
кальные силы воздействия на путь П), также одинаковы по
характеру, т. е. определяются в основном общими доминирующи-
ми факторами, отличными от факторов, доминирующих для пер-
вой группы (см, рис. 7.27).
170
Рис. 7.28. Зависимость максимальной
динамической силы в контакте ко-
леса с рельсом от скорости движения
локомотива по пути со случайными
неровностями для группового приво-
да класса III при eg —4,62 кН/мм.
с? = с9=4500	кН-м/рад, с8=
= 1200кН- м/рад, и=2,25 (сплош-
ные кривые) и и=1,08 (штриховые)
в зимних (кривые 1) и летних
(кривые 2)
Рис. 7.29. Функции спектральных плотностей динамического момента группового
тягового привода класса III при и=1,08 (а) и и=2,25 (б) в случае о=80км/ч
(сплошные кривые 1) и 100 км/ч (штриховые 2) на пути со случайными неров-
ностями
171
На динамические показатели второй группы сильно влияет
вертикальная жесткость пути и почти нс влияет передаточное чис-
ло редуктора и (рис. 7.28). Абсолютные значения динамических
моментов в передаче невелики,особенно при и, близком к единице.
Для определения частотных составляющих динамических про-
цессов в приводе проанализируем спектральный состав динами-
ческих моментов на полом валу передачи (рис. 7.29, а и б). Как
видим, максимум спектральной плотности приходится на колеба-
ния в полосе с центральной частотой 4—5 Гц, соответствующей
галопированию тележки, которое, следовательно, и является в
данном случае главным возмущающим фактором. Это в равной
мере относится к приводам с передаточными числами 1,08 и 2,25.
Вторым по влиянию является возмущение, вызываемое кине-
матической погрешностью передачи; часть дисперсии динамиче-
ского момента, приходящаяся на удвоенную частоту вращения ва-
ла (11,3 Гц для v = 80 км/ч, 14,2 Гц для о=100 км/ч), не превос-
ходит 15—20% ее общего уровня.
Высокочастотные возмущающие воздействия, вызванные ко-
роткими неровностями пути, не играют определяющей роли в фор-
мировании динамического момента в передаче, особенно мало их
влияние в приводе с передаточным числом, близким к единице.
Поскольку изменение жесткости пути сказывается прежде всего
на высокочастотной части спектра этих возмущений, то переход
от летних условий к зимним не сопровождается резким изменени-
ем динамических моментов в передаче и сопутствующих им про-
цессов (см. рис. 7.27,6). Спектры моментов в передачах с боль-
шим передаточным числом повторяют в общем по форме анало-
гичные спектры для передач с меньшим и, но по уровню они
явно выше последних во всем диапазоне частот.
Существенно иной характер имеют спектры вертикальных ус-
корений рамы тележки, по которым можно судить о частотах вер-
тикальных динамических нагрузок, действующих на раму тележ-
ки (рис. 7.30, а и б). В этих спектрах различают две области:
основную высокочастотную (15—50 Гц), максимумы которой при-
ходятся на частоты волнообразного износа и собственную час-
тоту колебаний неподрессоренных масс пути (примерно 37 Гц);
низкочастотную — в зоне до 10 Гц с центральной частотой, рав-
ной собственной частоте подпрыгивания тележки 5,7 Гц.
Абсолютные значения динамических моментов в передаче и
ускорений рамы тележки меньше, чем в любом из ранее рассмот-
ренных типов тягового привода. Динамические нагрузки группо-
вого и индивидуального приводов, рассчитанные для полностью
идентичных условий, практически одинаковы.
Оценив динамические свойства группового привода класса Ш
в режиме движения локомотива с постоянной силой тяги, можно
отметить следующее:
при прочих равных условиях его динамические нагрузки несу-
щественно отличаются от нагрузок индивидуального привода то-
го же класса;
172
Рис. 7.30. Функции спектральных плотностей ускорений подпрыгивания тележ-
ки с групповым приводом класса Ш при и—1,08 (а) и и=2,25 (б) в случае
о=80 км/ч (сплошные кривые) и 100 км/ч (штриховые) на пути со случай-
ными неровностями
абсолютный уровень динамических моментов мал, отличается
более чем на порядок от аналогичных показателей приводов клас-
са П с сопоставимыми характеристиками возмущения, при верти-
кальных реактивных тягах в редукторах;
доминирующими возмущающими факторами для крутильных
колебаний являются галопирование тележки и кинематические
погрешности муфт.
§ 7.5. СРАВНЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ СВОЙСТВ
РАЗЛИЧНЫХ СХЕМ ТЯГОВЫХ ПРИВОДОВ ЭЛЕКТРОВОЗОВ
Исходные положения. Исследования колебаний тяговых при-
водов были выполнены по единой методике и в сопоставимых ус-
ловиях, определяемых возмущениями от пути, что позволило
сравнить приводы различных типов по основным динамическим
показателям. Были рассмотрены следующие тяговые приводы:
индивидуальный с опорно-осевым двигателем и редуктором,
передача жесткая (на примере привода электровоза ВЛ80); то
же, но с упругим венцом большого зубчатого колеса;
индивидуальный с опорно-рамным двигателем и опорно-осе-
вым редуктором (на примере привода электровоза ЧСЗ);
групповой того же типа, исходные параметры которого приня-
ты в соответствии с эскизным проектом ВНЙИЖТа для элект-
173
ровоза ВЛ83 в трех модификациях — с асинхронным тяговым
двигателем, высоким передаточным числом (и=5,32), вертикаль-
ной реактивной тягой; с двигателем постоянного тока, низким
передаточным числом (и=2,43), с вертикальной реактивной тягой;
го же, но с горизонтальной реактивной тягой;
групповой с опорно-рамным двигателем и редуктором (привод
Жакмен).
По результатам расчетов построены кривые, приведенные на
рис. 7.31 и 7.32. За основу для сравнения приняты динамические
показатели, выбранные в гл. 2.
Сравнение по динамическому моменту в передаче. Значение
момента приведено к большому зубчатому колесу. Как видно из
рис. 7.31, а, самые высокие динамические моменты в передаче име-
ет жесткий привод класса I, принятый на серийных отечественных
локомотивах (кривая /). Резко улучшить условия работы переда-
чи в этом приводе можно, применив упругий венец в большом зуб-
чатом колесе (кривая 2).
Следующий по рассматриваемому показателю будет привод
класса II в индивидуальном (кривая 3) и групповом (кривые 4,
5) исполнении. При этом большие нагрузки соответствуют при-
воду с большим передаточным отношением.
Снизить значение моментов в том же приводе в 2 раза мож-
но, применив горизонтальную реактивную тягу (кривая 6). При
этом обеспечиваются наименьшие динамические моменты в пере-
даче для приводов всех типов, имеющих опорно-осевые редукто-
ры. Более низкие динамические моменты в передаче имеет только
тяговый привод класса III независимо от того, выполнен он ин-
дивидуальным или групповым (кривая 7) и применена ли в нем
муфта типа Жакмен или трехповодковая шарнирная муфта.
Таким образом, по значению динамических моментов в пере-
даче худшими являются приводы с опорно-осевыми редукторами
независимо от того, используются ли при этом опорно-осевые
или опорно-рамные двигатели. Улучшить динамические свойства
таких приводов возможно двумя путями — обеспечением пони-
женной торсионной жесткости передачи (гибкий торсионный вал,
упругий венец зубчатого колеса) или применением горизонталь-
ной реактивной тяги в качестве подвески редуктора к раме те-
лежки.
Минимальные динамические моменты имеют тяговые переда-
чи приводов класса III.
Сравнение по ускорениям остова тягового двигателя. Как
видно из рис. 7.31,6, наибольшие ускорения остова имеет двига-
тель с опорно-осевым подвешиванием (кривая /); утроенное сред-
нее квадратичное значение ускорения центра масс двигателя рав-
но 4,5 g.
Вое приводы, в которых используются двигатели с опорно-рам-
ным подвешиванием, имеют значительно меньший этот показа-
тель: 1,2 g и ниже. Большие ускорения имеют двигатели в приво-
дах с опорно-осевым подвешиванием редукторов, меньшие — с
174
Рис, 7.3). Зависимости от скорости движения локомотива максимальных дина-
мических моментов на валу якоря (а) вертикальных ускорений корпусов дви-
гателей (б) и сил, передаваемых на тележку (в), при тяговых приводах раз-
личных классов
Рис. 7.32. Зависимости от скорости движения локомотива максимальных угло-
вых деформации шарниров муфты (а) и максимальных сил воздействия локо-
мотива на путь (6) тяговых приводов разных классов. Обозначения те же,
что на рис. 7.31
175
опорно-рамными. Это объясняется практически отсутствием вер-
тикальных сил, передаваемых приводом с колесных пар на раму
тележки при опорно-рамном подвешивании редукторов.
В групповых приводах ускорения двигателя меньше, чем в ин-
дивидуальных того же класса, так как двигатель расположен в
центре тележки.
Таким образом по вертикальным ускорениям, испытываемым
остовом тягового двигателя, наихудшим оказывается привод клас-
са I с опорно-осевым подвешиванием тягового двигателя, а луч-
шим — привод класса III с опорно-рамным подвешиванием дви-
гателя и редуктора,
Сравнение по вертикальным ускорениям элементов обмотки
якоря. Поскольку этот показатель определяется величинами Мх
и ^до, он приводится только для трех вариантов, соответству-
ющих кривым 1, 3, 7 — по одому из приводов каждого класса.
Как следует из рис, 7.31,6, переход от привода класса I с жест-
кой передачей к приводам класса III особенно эффективен по
этому важнейшему показателю, влияющему в значительной мере
на долговечность обмотки якоря тягового двигателя: ускорения
ее элементов уменьшаются более чем на порядок.
Весьма существенно (в 4 раза) снижаются ускорения и при
переходе на привод класса II.
Сравнение по динамическим силам, передаваемым на тележку.
Всем тяговым приводам с опорно-осевыми редукторами свойст-
венны высокие нагрузки на узел подвески редуктора (двигателя).
При опорно-осевом подвешивании двигателя (кривые /, 2) зна-
чительные нагрузки возникают и в случае применения передачи
с упругим венцом (кривая 2) большого зубчатого колеса (рис.
7.31,в). Если перенести двигатель на раму тележки, усилия в под-
веске редуктора могут стать значительно больше, чем они были
в узле опирания носика тягового двигателя (кривые 1, 4 и 5).
Несоизмеримо меньшие нагрузки передаются с колесной па-
ры на раму тележки в приводах с опорно-рамным редуктором
(кривая 7). Это объясняется тем, что нагрузки возникают вслед-
ствие не динамических реакций в приводе, а вертикальной де-
формации упругой связи колесной пары с тележкой через гибкую
в этом направлении тяговую муфту.
Сравнение по углу деформации закручивания шарниров кар-
данной муфты. Максимальные угловые деформации (рис. 7.32,а)
имеют шарниры в приводе с опорно-осевыми редукторами, где
использована трехповодковая муфта, а редуктор связан с рамой
горизонтальной реактивной тягой. Это является следствием
неудачного сочетания больших величин расцентровок, прису-
щих схеме с горизонтальной реактивной тягой, и сравнительно
малой длины (435 мм) промежуточного вала в муфтах этого
типа.
Сравнение по вертикальным ускорениям корпуса редукторов.
По этому критерию все приводы делятся на дзе группы с при-
мерно идентичными условиями: с опорно-осевыми редукторами,
176
которые практически имеют ускорения колесной пары, и с опор-
но-рамными редукторами, Очевидно преимущество последних.
Сравнение по влиянию приводов на вертикальные силы взаи-
модействия локомотива и пути. Как следует из кривых рис. 7.32,6,
наибольшее вертикальное воздействие на путь оказывает локомо-
тив, имеющий опорно-осевое подвешивание двигателей (кривая
/), наименьшее воздействие на путь — локомотив с опорно-рам-
ным подвешиванием двигателей и редукторов независимо от того,
какого вида тяговая муфта на нем применена.
Промежуточное положение занимают приводы с опорно-осевым
подвешиванием редукторов. При этом более мощный локомотив
с групповым приводом (кривая 5), имеющий нагрузку 230 кН от
оси на рельс, оказывает, естественно, большее динамическое
воздействие, чем локомотив ЧСЗ (кривая 3).
Таким образом, и по этому критерию лучшими оказываются
приводы класса III, а худшими — класса I.
Сравнение по дополнительному проскальзыванию колеса от-
носительно рельса и контактным напряжениям в нем. Утроенные
средние квадратичные значения сил в контакте колесо — рельс,
скорости проскальзывания колеса относительно рельса и возни-
кающие в нем контактные напряжения, приведенные в табл. 7.2,
относятся к одному режиму движения — на выбеге со скоростью
80 км/ч по пути с одинаковыми геометрическими характеристика-
ми (расчет выполнен для одних и тех же неровностей пути).
Неподрессоренные массы приводов классов I, II и III соответст-
венно — Whi —803,5 кг, пгнц = 363,0 кг, щя1ц = 311,4 кг.
Как следует из представленных в табл. 7.2 данных, на до-
полнительное проскальзывание колеса относительно рельса в пер-
вую очередь влияет уровень динамических моментов в приводе
(см. рис. 7.31, а), а на вертикальные силы в контакте — жест-
кость пути и неподрессоренная масса привода. Контактные на-
пряжения зависят от всех этих факторов.
Таблица 7.2
Динамический показатель	Значения показателя хл		припола класса	
	I		п	ш
	Жесткий венец	Упругий		
/7тач в расчете на колесо, кН	55	55	39,8	-
	122	121	85,6	65,6
	0,41	0,112	0,122		
?н max’ Рад/С	0,94	0,199	0,118	б~025
5к max’ мПа	436	428	410	—
	580	527	482	444
177
Переходя от скорости дополнительного проскальзывания к ко-
эффициенту тяги, можно показать, что в наихудшем случае (при-
вод класса I, зимние условия) он может достигать 0,17. Это зна-
чение нельзя отождествлять количественно с понижением коэффи-
циента сцепления, так как оно зависит от частотного состава ско-
ростей проскальзывания.
В приводах класса Ш по сравнению с классом I скорости
проскальзывания ниже более чем на порядок. Контактные на-
пряжения отличаются в меньшей степени, поскольку в их форми-
ровании основную роль играют вертикальные статические силы.
Тем не менее, применение упругого венца в приводе класса I и
переход на приводы классов II и III позволяет уменьшить их на
8-23%.
Подводя результаты сравнения, можно сказать, что по дина-
мическим нагрузкам всех основных узлов привода (двигателя,
корпуса редуктора, зубчатой передачи, муфты), а также нагрузок
на путь худшим оказывается тяговый привод с опорно-осевым
подвешиванием двигателя и жесткой передачей (класса I), а луч-
шим — с опорно-рамным подвешиванием двигателя и редуктора
(класса III). Приводы класса И занимают промежуточное поло-
жение.
8
ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЕ НАГРУЗКИ,
ВЫЗВАННЫЕ ВНУТРЕННИМИ ВОЗМУЩЕНИЯМИ
В ПЕРЕДАЧЕ
§ 8.1. ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ, ВЫЗВАННЫЕ ПОГРЕШНОСТЯМИ
ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ РЕДУКТОРОВ
Опыт эксплуатации и ремонта э. п. с. показывает, что дина-
мические нагрузки, возникающие в зубьях тяговых редукторов,
могут существенно влиять на долговечность элементов тяговой
передачи. Эти нагрузки зависят от точности изготовления зубча-
тых колес, степени износа рабочих поверхностей профилей зубь-
ев, погрешностей монтажа редуктора и т, п. Различают следу-
ющие основные показатели точности изготовления зубчатых пере-
дач:
кинематическая погрешность, которая характеризуется наи-
большей несогласованностью углов поворота сцепляющихся ко-
лес за один оборот; она связана с накопленной погрешностью ок-
ружного шага зубьев и биением колес;
плавность хода, характеризуемая многократно повторяющими-
ся за один оборот колеса колебаниями скорости; она определяет-
ся отклонениями основного шага и профиля зубьев;
степень прилегания боковых поверхностей зубьев, которая оп-
ределяется размером пятна контакта зубьев, боковым зазором
между их неработающими поверхностями и шероховатостью ра-
бочих поверхностей;
эта характеристика существенно определяет работоспособность
и долговечность зубчатой передачи, невозможность заклинивания
зубчатых колес.
Допуски на точность изготовления цилиндрических зубчатых
передач регламентированы. Государственный стандарт определя-
ет нормы кинематической точности, плавности хода и контакта
зубьев.
Точность зубчатых колес обозначают, указывая ее степень и
вид сопряжения. Например, Ст. 6-7-7-В означает, что передача
имеет 6-ю степень кинематической точности, 7-ю степень плавно-
сти хода, 7-ю степень контакта зубьев и нормальный боковой за-
зор (буква В).
Неизбежные погрешности при изготовлении зубчатых колес, а
также упругие деформации зубьев под нагрузкой приводят к тому.
17?
что даже при равномерном вращении шестерни колесо вра-
щается неравномерно, Таким образом, при постоянстве среднего
передаточного числа его мгновенные значения изменяются. Это
приводит к динамическим нагрузкам, действующим на зубья, к
возникновению при работе передачи вибрации и шума.
Значительные динамические нагрузки в зубчатых зацеплени-
ях образуются при входе в зацепление каждой пары зубьев и
при выходе из него предшествующей пары зубьев. Для безудар-
ной работы необходимо, чтобы зубья входили в зацепление и вы-
ходили из него по линии зацепления. Это возможно при равенст-
ве основных шагов. Если бы даже колеса были изготовлены аб-
солютно точно, то все же происходили бы удары, так как под
нагрузкой зубья деформируются и эти деформации проявляются
так же, как отклонения основного шага.
Различают два вида соударения зубьев: кромочное и средин-
ное. Если основной шаг ведомого колеса больше, чем ведущего
(шестерни), преждевременно входит в зацепление кромка ведомо-
го колеса и возникает так называемый кромочный удар. Если же
основной шаг ведомого колеса меньше, чем ведущего, зубья вы-
ходят на линию зацепления с зазором, входят в зацепление
после выхода из него предыдущей пары зубьев и вступают в кон-
такт не в начале, а в середине рабочего участка линии зацепле-
ния.
Общепринятые методы динамического расчета зубчатых колес
основаны на ряде допущений, которые для тяговых передач не
могут быть приняты, так как при этом не учитываются факторы,
существенно влияющие на нагрузки зубчатых колес и связанных
с ними элементов передачи.
Первое очень грубое приближение дает эмпирическая форму-
ла динамической нагрузки [19]. В действительности тяговый ре-
дуктор представляет собой многовходовую нелинейную колеба-
тельную систему с большим числом степеней свободы, на кото-
рую одновременно действует ряд силовых, кинематических и па-
раметрических возмущающих факторов как детерминированных,
так и случайных, Динамические нагрузки такой системы могут
быть определены решением задачи о ее вынужденных колебаниях
с учетом приведенных ниже соображений.
Из сопоставления собственных частот колебаний основных
масс тележки и элементов привода с частотами пересопряжения
зубьев следует, что зубчатую передачу можно рассматривать как
парциальную систему, ограниченную связями зубчатых колес с
якорем и колесной парой, а динамический момент на валу якоря
принимать в виде независимой переменной. Возможно ввести до-
пущения, не влияющие на уровень динамических нагрузок: прост-
ранственные колебания зубчатых колес приводятся к плоско-
сти вращения зубчатых колес; жесткость одной пары зубьев, оп-
ределяющаяся изгибной и контактной жесткостями, считается по-
стоянной, не зависящей от нагрузки и положения точки кон-
такта.
180
Рис. 8.1. Расчетная динамическая схема тягового редуктора привода класса II
Рассмотрим в качестве примера привод электропоезда с
опорно-осевым редуктором и опорно-рамным тяговым двигателем.
Расчетная кинематическая схема, составленная в соответствии с
принятыми допущениями (рис. 8.1), учитывает угловые колебания
зубчатых колес, фланца муфты, корпуса редуктора и вертикаль-
ные колебания шестерни с валом.
Вынужденные колебания расчетной системы описывает сле-
дующая система дифференциальных уравнений:
АрТф 1 ci<? 1	“ ^ст I
uif i>t С1 Q	+ С2 ^20-1 гош С2 ^2» Гош "Р ^2 ^2Л~1 гош +
+ ₽2 Гош =
IВ fa — С2 ^21-1	~ С2 ^2Л ^ов — ^2 ^2«-1 ^Ов “ **2 '^2Л ^оэ
+ Сз‘<в + ^3 ?в = °’
тш гш — С2 ^2" —I С2 ^2” — ^2 ^2"—1 ?2 2л 'ч $ + s — 0.
V<«> + '»>-:><’«s + 'al + Mp +Мр'2-»-
Деформация закручивания вала малой шестерни
Q = ?ф - ?ш;
деформация упругой связи вала шестерни и ее подшипника
5 = гш- Ъ + гду-
1 ат.
.деформация упругих связей пар зубьев:
Д2л—1 = '’’ш гош ~~ 'Ра ^ов гш cos ° “ ®2л—11
д2л “ ?ш гош “ t, Яоа - гш COS « - 82п.
В уравнениях и на расчетной схеме рис. 8.1 приняты следу-
ющие обозначения:
Фф, фш, фв — координата угловых колебаний соответственно фланца упругой
муфты, шестерни и венца большого зубчатого колеса;
гш — координата вертикальных колебаний шестерни с валом;
Фр — координата поворота корпуса редуктора относительно оси ко-
лесной пары;
Л1СТ. Мд — статическая и динамическая составляющие момента на валу
якоря;
/ф, /о, /„—момент инерции соответственно фланца муфты, шестерни и вен-
ца зубчатого колеса относительно своих осей вращения;
/р — момент инерции корпуса редуктора относительно оси колесной
пары;
и — масса шестерни с валом;
сг с3-крутильные жесткости соответственно вала шестерни и большо-
го зубчатого колеса;
с2 — эквивалентная жесткость контактирующих зубьев;
с4 — радиальная жесткость подшипникового узла шестерни;
Cg — жесткость подвески корпуса редуктора к раме тележки;
:?ь ₽2> ₽э> ₽< 3s —коэффициент эквивалентного вязкого трения соответствующих
элементов системы;
а —угол зацепления зубчатых колес;
/?0„, гош ““ РадиУс основной окружности соответственно большого зубчато-
го колеса и шестерни;
/?5,	— радиус делительной окружности соответственно большого зуб-
чатого колеса и шестерни;
I — расстояние от оси колесной пары до точки подвешивания ре-
дуктора к раме тележки;
®2"-г \л ~ Функция времени t кинематического возмущения смежных соот-
ветственно четной и нечетной пар зубьев, имеющих порядковый
номер п:
&2п-1 = 7 (“О + р2п-1 М);
Ч -1 [" + i)] + <“ <>
где	<> — угловая частота вращения шестерни;
т — число зубьев шестерни;
^2л-1(“0"	—функции возмущения, выражающие отклонение геометри-
ческих форм боковых поверхностей зубьев от идеальных
эвольвентных;
т(иГ), у aIГ-j- ——1 — вспомогательные функции, моделирующие сближение и
L ш J расхождение контактирующих зубьев при вращении зуб-
чатых колес.
В качестве основной расчетной методики примем вероятност-
ное математическое моделирование на аналоговой вычислитель-
ной машине (АВМ).
•182
Динамическая составляющая момента задается путем форми-
рования случайного сигнала с наперед заданным спектральным
составом. Формирование вспомогательных функций у(со/) и.
y[ci)(/+2л/(гп©))], задающих параметрическое возмущение, осу-
ществляется двумя функциональными блоками, преобразующими
напряжения, задаваемые генератором треугольных импульсов, в
периодические вспомогательные функции. Сдвиг одной из этих
функций в соответствии с коэффициентом перекрытия зубчатой
передачи осуществляется блоком регулируемого запаздывания.
Погрешности основного шага моделируются в виде случайной
последовательности чисел, значения которых меняются дискретно-
в соответствии с заданным законом распределения.
В результате массовых обмеров зубчатых колес редукторов
установлено, что отклонение профиля зуба от эвольвенты может
быть представлено как сумма линейно изменяющейся по высоте
зуба составляющей и рядом гармонических составляющих:
д =	Atj sin(/za> t 4-
“i
в интервале
2 яг (n — l)/m и < Г < 2 яе (n -j- l)/m <>,
где / — порядковый номер гармоники разложения погрешности профиля зуба;.
Ki — случайный угловой коэффициент постоянно нарастающей погрешности
профиля п-го зуба;
Atj — случайная амплитуда гармонической составляющей погрешности-
п-го зуба;
в — коэффициент перекрытия зацепления;
р — число гармонических составляющих аппроксимации.
Характер распределения величин к, и Ац определяется так
же, как по результатам статистической обработки эксперимен-
тальных данных. Как показали результаты обмеров зубчатых ко-
лес, в большинстве случаев можно ограничиться первой гармони-
кой (/=1) с начальной фазой <р, = 0 и моделировать погрешности:
профиля с помощью двух случайных функций вида:
Д| = К. (шг) н Д 11 = Л; Sin (и и / + <Р/).
Длительность анализируемой реализации Т выбирают исходя-
из условия охвата всех возможных комбинаций совместной рабо-
ты зубьев шестерни и колеса:
Т = 3,6 nD^rnlv,
где £>к — диаметр колеса колесной пары, м;
v — скорость движения, км/ч.
Математическое моделирование колебаний прямозубой тяго-
вой передачи позволяет определить нагрузки ее зубьев, уровень
вибраций корпуса редуктора, радиальные нагрузки подшипнико-
вого узла в зависимости от точности изготовления и износа зубь-
ев зубчатых колес, упругих и инерционных параметров элемен-
183-
тов привода, уровня и характера передаваемого тягового мо-
мента.
Рассмотрим влияние погрешностей основного шага зубчатых
колес на динамические нагрузки зубьев тяговой передачи электро-
поезда. При определении динамических нагрузок на зубья, раз-
ность погрешностей основных шагов зубчатых колес задавалась в
виде случайной последовательности значений, распределенных по
нормальному закону с параметрами, представленными втабл.8.1.
Значения постоянной составляющей момента принимали в соот-
ветствии с тяговой характеристикой электропоезда, а спектраль-
ный состав динамической составляющей момента — в соответст-
вии с результатами теоретических и экспериментальных исследо-
ваний.
Из осциллограмм нагрузок зубьев тягового редуктора электро-
поезда (рис. 8.2) видно, что при идеальной точности изготовле-
ния зубчатых колес пересопряжения зубьев характеризуются че-
редованием однопарного (I, III, V) и двухпарного (II, IV) за-
цепления. При погрешностях основного шага, соответствующих
8-й степени точности (рис. 8.2, б), возникают как кромочные, так
и срединные удары зубьев в процессе их пересопряжений. Так,
если приведенная погрешность основного шага положительна и
превышает допустимую, то последующая пара зубьев входит в
зацепление с ударом такой интенсивности, что предыдущая пара
зубьев выходит преждевременно из зацепления (пары зубьев с
номерами q, q-j-2 на рис. 8.2,6). Если же приведенная погреш-
ность отрицательна и превышает допустимую, то последующая
пара зубьев вступает в зацепление, во-первых, с зазором и, во-
вторых, только в момент полного выхода из него предыдущей
(пара зубьев с номерами <?+1 на рис. 8.2,6). При этом резко
возрастают нагрузки на зубья Р3, ускорения корпуса редуктора
трр и моменты на валу шестерни Q.
Динамические добавки нагрузок на зубья превосходят стати-
ческую нагрузку для идеальной передачи (рис. 8.3), если и>
>90 км/ч, а при погрешностях основного тага, соответствующих
6, 7 и 8-й степеням точности, — если скорости движения больше
соответственно 75, 65 и 50 км/ч. С ростом погрешностей основно-
го шага также растет разброс
максимальных значений нагрузок
на зубья.
В условиях эксплуатации не-
изношенное зацепление (новые
зубчатые колеса) встречается
практически довольно редко. Из-
нос рабочих поверхностей зубь-
ев приводит к существенному ис-
кажению их формы и прежде все-
го к нарушению эвольвентного
профиля. Для оценки влияния вз-
носов зубчатых колес на дина-
t3

отклопе кие,
±20
±31
±50
±22
±36
184
। 0,00250
Рис. 8.2. Осциллограммы динамических нагрузок зубьев тягового редуктора
электропоезда, динамических процессов при идеальной зубчатой передаче (а)
и при погрешностях основного шага зубчатых колес, соответствующих 8-й
степени точности (б):
— динамические иагртзкн
185
Рис. 8.3. Зависимости от скорости движения электропоезда ЭР22 максимальных
динамических нагрузок на зубья тягового редуктора ДРа и нагрузок Ртяг, вы-
званных тяговым моментом при разной точности изготовления колес по основ-
ному шагу:
1 — «идеальные» зубчатые колеса; 2 — 6-я степень точности; 3 — 7-я степень точности;
4 — 8-я степень точности
мические нагрузки тягового редуктора электропоезда ЭР22 были
использованы результаты расчетов, представленные в виде зави-
симостей максимальных значений нагрузок на зубья Рз и ускоре-
ний корпуса редуктора <рр от скорости движения на рис. 8.4, а
и б.
Максимальные значения нагрузок на зубья и ускорений кор-
пуса редуктора при постоянном межцентровом расстоянии зави-
сят не от абсолютного износа зубьев, а от степени их неприрабо-
танности. Как правило, редуктор собирают из зубчатых колес,
имеющих разный пробег от начала их эксплуатации, что приво-
дит к повышенным вибрациям. Это подтверждается стендовыми
испытаниями (рис. 8.5). Динамические нагрузки редуктора на
стенде оценивали по уровню ускорений его корпуса.
Анализ результатов стендовых испытаний показал, что уско-
рения корпуса редуктора определяются не столько пробегом зуб-
чатых колес от начала эксплуатации, сколько разницей в их про-
беге. Так, уровень ускорений корпуса редуктора, у которого оба
зубчатых колеса имеют пробег 800 тыс. км (кривая /), примерно
такой, как у редуктора, зубчатые колеса которого имеют пробег
200 тыс. км (кривая 2). Как видим, обе пары зубчатых колес
имеют одинаковые пробеги с начала эксплуатации, но разные —
абсолютные значения пробегов.
С увеличением разницы в пробегах зубчатых колес ускорения
корпуса тягового редуктора растут (кривые 3, 4, 5 на рис. 8.5).
Чтобы в зубчатых передачах не возникали большие динамиче-
ские нагрузки, необходимо обеспечивать точность изготовления
186
Рис. 8.4. Зависимости от скорости
движения электропоезда максималь-
ных динамических нагрузок на зубья
(а) и максимальных ускорений кор-
пуса редуктора (б) при разной сте-
пени износа (по пробегу) зубчатых
колес, сформированных в пару:
Рис. 8.5. Зависимости от скорости
движения электропоезда вертикаль-
ных ускорений корпусов редукторов,
измеренных над шестерней, при ис-
пытании на стенде:
I — несоаиестныП пробег колеса и шес-
терни 800 тыс. км: 2 — пробег большого
зубчатого колеса 200 тыс. км. шестерни —
170 тыс. км; 3 — то же соответственно 970
и 400 тыс. км; 4 — соответственно 480
И 870 тыс. км; 5 — пробег большого зтб-
187
зубчатых колес, соответствующую б-й, в крайнем случае, 7-й сте-
пени.
Основной причиной образования больших высокочастотных
динамических нагрузок на зубьях колес в эксплуатации являет-
ся разукомплектование при ремонте уже приработанных друг к
другу зубчатых колес одного редуктора. Поэтому целесообразно
колесно-моторный или колесно-редукторный блоки ремонтировать
одновременно с колесной парой, чтобы предотвратить сборку ре-
дуктора из зубчатых колес с разными пробегами. Допускается в
случае необходимости подбирать зубчатые колеса с наименьшей
разностью пробегов от последнего заводского ремонта. Эта раз-
ность должна быть не более 200—300 тыс. км.
§ 8.2.	НЕСТАЦИОНАРНЫЕ ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ
ОТ ПЕРЕХОДНЫХ ПРОЦЕССОВ В ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ ЦЕПЯХ
ТЯГОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Причинами, приводящими к повреждению элементов переда-
чи, могут стать некоторые аварийные режимы в электрических
цепях, прежде всего короткое замыкание (к. з.) на коллекторе
тягового двигателя, при котором двигатель переходит в генера-
торный режим; ток якоря, ограниченный только сопротивлением
обмотки, может значительно превысить номинальный и создать
чрезвычайно большой тормозной момент. В качестве примера
рассмотрим такой режим в силовой схеме вагона метрополитена
(рис. 8.6).
В результате замыкания на землю в точке k двигатели 2 и
4 переходят в генераторный режим, а обмотки возбуждения по-
падают под полное напряжение контактной сети. Магнитный по-
ток обмоток возбуждения резко возрастает, как и ток якоря, ко-
торый определяется в этом случае генераторной э. д. с. и малым
сопротивлением короткозамкнутой цепи. Генераторная э. д. с.
якоря не может быстро снизиться, так как из-за большой накоп-
ленной кинетической энергии поезда скорость вращения двигателя
не успевает измениться за время быстропротекающих электриче-
ских переходных процессов. Если не сработает быстродейству-
ющая защита силовой цепи, то тормозные моменты на валу дви-
гателя могут превысить номинальные значения в десятки раз.
Расчет аварийных режимов можно выполнить, совместно ре-
шая уравнения переходных процессов в схеме электрических це-
пей, а также в механической части привода и тележки (см.
рис. 8.6). Переходные процессы в силовой схеме описываются
следующими дифференциальными уравнениями:
для контура якоря
di	dQ>
L*~lt +". 2 ?	+".™Ф + "« 4^+~ис. <81>
где	— число последовательно соединенных двигателей в одной парал-
лельной группе;
188
— суммарная индуктивность обмоток якоря и дополнительных по-
люсов;
2р — число полюсов двигателя;
юв — число витков катушки главного полюса;
а — коэффициент рассеяния потока главных полюсов;
Ф — полезный поток главных полюсов;
с== pN/(60a) — постоянная тягового двигателя;
v — скорость движения поезда;
/ , ‘в ~ мгновенное значение соответственно тока якоря и возбуждения;
гд —суммарное активное сопротивление обмоток якоря и дополнитель-
ных полюсов;
гд — активное сопротивление обмотки возбуждения;
Uc — напряжение на токоприемнике;
для эквивалентного контура вихревых токов
лс 2р wcad Ф/dt + nc <0/г = О,
(8.2)
где ®с — суммарное число витков в эквивалентном контуре;
L» — индуктивность контура вихревых токов;
Го — эквивалентный вихревой ток;
Т — постоянная времени, соответствующая затуханию магнитного потока;
Рис. 8.6. Схема силовой цепи э. п. с. (а) и осциллограммы динамических про-
цессов в механической системе тягового привода (б) при замыкании на землю
в точке k
189
для тока возбуждения
> + г0’
где t^L— намагничивающий ток;
для электромагнитного момента
ЛГ9 = см Фгд,
где си — электромагнитная постоянная.
Уравнения, описывающие колебания механической части те-
лежки и привода, получены с учетом допущений, принятых при
составлении расчетной схемы рис. 6.6.
Моделирование на вычислительной машине различных случаев
к. з. в силовой схеме осуществляется путем преобразования урав-
нений (8.1) и (8.2) в соответствии с образующимися контурами
короткого замыкания. При к. з. в точке k уравнения (8.1) и (8.2)
преобразуются следующим образом:
ЙФ
2-2И1.т+!гв
di	d Ф
2£«-Л- + 2 е»Ф + 2.2р«,.т+2<дгд-0.
На рис. 8.6 приведена осциллограмма, полученная при решении
задачи, Как видно из кривых, с ростом генераторного тока в об-
мотке якоря (1ж2) при к. з. в силовой схеме тяговый момент на
муфте Qs второго двигателя также меняет знак, становится тор-
мозным и достигает чрезвычайно высоких значений, соответству-
ющих 15-кратному номинальному значению, Реакция в подвеске
редуктора Gj достигает 200 кН и, передаваясь на раму тележки,
вызывает ее вертикальное перемещение Д,- относительно букс,
достигающее для одной из букс 100 мм. Разумеется, такие на-
грузки могут вызвать разрушение элементов привода, их воспри-
нимающих, что угрожает безопасности движения.
Возможность подобных режимов должна быть исключена со-
ответствующим выбором силовой схемы и применением быстро-
действующей защиты, срабатывание которой опережало бы раз-
витие динамических процессов в механической части привода.
Если это невозможно, необходимо применить механические огра-
ничители момента в передаче — установить, например, фрикцион-
ную муфту предельного момента.
§ 8.3. ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ В РЕЖИМЕ БОКСОВАНИЯ1
Причины возникновения нагрузок при боксовании и особенно-
сти их расчета. Для приводов грузовых локомотивов характерен
особый режим — боксование, возникающий, когда тяговый мо-
1 Параграф написан д-ром техн, наук А. П. Павленко.
190
мент электродвигателя
превышает суммарный момент
сил сцепления колесной пары с
рельсами Л4с(фк>) (рис. 8.7).
Несмотря на кратковременность
такого режима (от 0,5 до 2—
5 с), отрицательные последствия
его выражаются не только в
снижении суммарной силы тя-
ги локомотива, в интенсивном
износе колес боксующих осей,
но прежде всего в высоком
уровне динамических нагрузок,
возникающих в элементах при-
вода и осях колесных пар. Ос-
новной причиной этих нагру-
зок являются фрикционные ав-
токолебания, возникающие в про-
цессе боксования при определен-
ном соотношении параметров npi
Рис. 8.7. Статическая характеристика
тягового момента на валу якоря
ТЭД, приведенного к колесной паре
М (<р); статическая характеристика
момента сцепления на колесах ко-
лесной пары №< (фи;) при двух
значениях коэффициента сцепления
(сплошная кривая и штриховая)
юдов, когда скорость скольже-
ния колес фк соответствует падающему участку кривых моментов
сил трения в зоне контакта колес с рельсами Afc(cpKj) и реали-
зуется известный эффект самовозбуждения колебательных систем
вследствие дестабилизирующего действия сил трения. В отличие
от вынужденных фрикционные автоколебания являются разно-
видностью свободных колебаний систем, поддерживаемых посто-
янным источником энергии — тяговым двигателем. Функции
регулятора притока порций энергии при этом выполняют силы тре-
ния в контакте колес с рельсами, способствующие самовозбуж-
дению автоколебаний, если значение фк соответствует падающему
участку кривых Мс(фк^), и обеспечивающие их затухание на вос-
ходящем участке.
Расчетные модели для исследования фрикционных автоколе-
баний (рис. 8.8) должны представлять в общем случае единые
электромеханические системы (экипаж—тяговый электропривод—
путь» (Э-ТЭ-П), учитывающие взаимное влияние крутильных
колебаний механической части привода, боксующих осей, электро-
магнитных переходных процессов (ЭПП) в цепях тяговых двига-
телей, вертикальных колебаний подрессоренных и неподрессорен-
ных (для тяговых приводов с осевыми редукторами) масс экипа-
жа на упругом пути. Для современных локомотивов, имеющих
индивидуальный привод с опорно-рамным или опорно-осевым
ТЭД, в случае упругого опирания на ось механическая часть
привода при односторонней передаче тягового момента может
быть представлена в виде трехмассовой модели (рис. 8.8, а), па-
раметры которой приведены к оси колесной пары. Соответствен-
но для мономоторного привода указанная модель преобразуется
в пятимассовую (к массе с параметром /К1 симметрично присое-
191
диняются справа еще две массы). При двусторонней передаче тя-
гового момента к колесной паре (электровозы ВЛ60, ВЛ80, ВЛ10)
модель крутильной подсистемы целесообразно принять в виде
показанной на рис. 8.8, в.
Для учета взаимного влияния ЭПП в цепях электропередачи
и фрикционных автоколебаний в механической части привода вос-
пользуемся [30, 32] динамической характеристикой ТЭД, прием-
лемой для электродвигателей с последовательным и независимым
возбуждением локомотивов переменного и постоянного тока в виде
dM
T3~d~ + М = М (¥1).
При этом постоянную времени Ts и статическую характеристику
М(<pi) электродвигателя боксующей оси рассчитывают по специ-
альным формулам [30] для каждой скорости движения локомо-
тива, конкретного типа ТЭД и электропередачи в целом. Значе-
ния Тя для локомотивных тяговых приводов изменяются в преде-
лах 0,02—0,35 с в зависимости от типа электродвигателя.
Области существования и закономерности развития фрикцион-
ных автоколебаний. Расчетами и экспериментами установлено су-
ществование двух качественно различных видов фрикционных ав-
токолебаний в локомотивных приводах — квазигармонических,
происходящих практически с частотами собственных колебаний
крутильных подсистем и по форме близких к гармоническим или
полигармоническим и релаксаци-
онных, имеющих частоту на 8—
55% меньше низшей собственной
частоты крутильных колебаний
привода и по форме кривых ско-
ростей скольжения колес срк
и динамических моментов в
упругих звеньях (рис. 8.9) рез-
ко отличающихся от гармони-
ческих. Независимо от конст-
Рис. 8.9. Осциллограмма скорости
скольжения колес (рн и деформации
упругого звена Д при релаксацион-
ных автоколебаниях тягового при-
вода
192
6*
рукции экипажа, механической
части привода и электропере-
дачи фрикционные релаксаци-
онные автоколебания возника-
ют (см. рис. 8.9 и 8.10) лишь в
случае, когда приведенная к
оси колесной пары эквивалент-
ная торсионная жесткость свя-
зи ротора ТЭД с колесной парой
с<0,9-103 Н-м/рад, а крутиз-
на статической характеристики
4
2
О 0,3	0,6 с,10s н-н/рад
Рис.'8.10. Области существования
релаксационных (ниже соответству-
ющих кривых) и квазнгармонических
автоколебаний тяговых приводов
достаточно высока. Точка пе-
ресечения характеристики Al(<pJ
и суммарной кривой сцепления
/МсСфк;) боксующей оси (см. рис.
8.7) должна соответствовать скорости скольжения колес фк<
<3,5 с_|. Указанным условиям соответствуют параметры тяговых
приводов современных грузовых локомотивов с опорно-рамным
ТЭД переменного тока (асинхронных) и постоянного тока с неза-
висимым или последовательным возбуждением, оборудованных в
последнем случае специальной системой повышения крутизны ха-
рактеристики ТЭД боксующей оси. Именно после внедрения опор-
но-рамных ТЭД и новых типов электропередачи переменного и
переменно-постоянного тока возникла проблема релаксационных
автоколебаний в локомотивных приводах.
Расчеты показывают, что для определения областей существо-
вания и оценки основных характеристик релаксационных автоко-
лебаний, достаточно использовать простейшую двухмассовую мо-
дель механической части привода (см. рис. 8.8,6), реализующую
низшую форму собственных (нормальных) крутильных колебаний.
Если точка, характеризующая параметры тягового привода
Н == Л/(Лс1 + /к2). с/Ои b, у., 7», перемещается в глубь области су-
ществования (см. рис. 8.10) релаксационных автоколебаний (с < 0,9х
Х10* Н-м/рад, <р’<3 рад/с), то время «остановок» Дт (см. рис. 8.9)
на осциллограмме скорости скольжения колес срк (/) возрастает, а
частота релаксационных автоколебаний <и уменьшается по отноше-
нию к низшей собственной частоте привода = (с//.)1'2, где
2/ • Одновременно растет отношение максимальной
скорости скольжения колес срх(пах к их условной равновесной скоро-
сти <р’(см. рис. 8.7), достигаясрктах/(2 <?.)= 1,54-2,5 (дляквазигар-
монических автоколебаний указанное отношение составляет 0,87—1
[35]). Примечательно, что «остановки» соответствуют времени дви-
жения изображающей точки, характеризующей скорость скольжения
колес, по восходящему участку «псевдоскольження» кривой сцепле:
ния Ж. (?к) снизу вверх (см. рис. 8.7): чем выше расположена изо-
7—1216
191
Сражающая точка на указанном участке, тем больше Дт и меньше
e=<i)/2v
С увеличением уровня рассеяния энергии в элементах приво-
да, характеризуемого значением эквивалентного вязкого трения
Ь, время остановок Дт и степень захождения изображающей точ-
ки на участок «псевдоскольжения» кривой сцепления уменьшают-
ся, безразмерное значение частоты £ растет, стремясь к единице,
и релаксационные автоколебания переходят в квазигармониче-
ские. С дальнейшим ростом b до некоторого критического значе-
ния &Кр частота автоколебаний остается практически постоян-
ной (cossQi), амплитуда изменения скорости скольжения колес
фк и ее среднее значение фкср уменьшаются при сохранении зна-
чения фкmax/фхср=2. В случае b>bV9 автоколебания в приводе
становятся неустойчивыми и постепенно затухают. При b=bv?
имеем фкср= (0,854-0,92) а изображающая точка не заходит
на участок «псевдоскольжения», а только касается его.
Релаксационные автоколебания в отличие от квазигармоничес-
ких устойчивы, если g<l [31]. Область существования обоих ви-
дов автоколебаний в значительной степени определяется электро-
магнитными переходными процессами (ЭПП) в цепях ТЭД; если
pi—/к1/(/к1-|-/к2) <5, возможно качественное изменение областей
при ц<1. Наибольшей интенсивности взаимное влияние ЭПП и
фрикционных автоколебаний достигает при равенстве парциаль-
ной частоты привода ыэ, обусловленной наличием электромагнит-
ной связи между ротором и статором ТЭД, и частоты автоколеба-
ний механической части привода <b=£Qi при Т»=0[30], что со-
ответствует условию
= <Л ‘•/Ta = t2e(ii + 1)/?.
где •» — крутизна статической характеристики М (--pi) в точке = с, (см. рис. 8.7).
С увеличением параметров с, ц и Та рассматриваемое взаим-
ное влияние резко уменьшается.
Анализ областей существования квазигармонических автоко-
лебаний в системе Э-ТЭ-П показывает [32], что при индивиду-
альном приводе с односторонней передачей момента от ТЭД не-
зависимо от конструктивного исполнения реально возможен один
из следующих устойчивых режимов (рис. 8.11 и 8.12): низкочас-
тотный автоколебательный, соответствующий первой (низшей)
форме крутильных колебаний механической части привода с узлом
колебаний в наиболее податливом звене (область <?); высокочас-
тотный с узлом колебаний на оси колесной пары, соответству-
ющий второй (высшей) форме свободных колебаний модели (см.
рис. 8.8, а) с частотой Q2 = 484-70 Гц (область 2); двухчастотный
автоколебательный режим, при котором реализуются две указан-
ные формы одновременно (область /). Кроме того, при достиже-
нии определенного уровня эквивалентного вязкого трения b в эле-
<94
Рис. 8.11. Области параметров Ь и с (а); Т» н
с (б), в которых существуют автоколебания для
моделей, приведенных на рис. 8.8, а и 8.8, б, с
учетом (сплошные кривые) н без учета (штри-
ховые) электрических переходных процессов в
цепях ТЭД:
Рис. 812. Области сущест-
вования низкочастотных
(ниже сплошной линии) и
высокочастотных (ниже
штриховой) автоколебаний
типовой модели привода,
приведенной на рис. 8.8, а,
при р.=3, ф» =4с_|, Г»=
= 0,05 с:
I — 4 — то же. что на рве.
ментах привода (6>дкр) все три вида автоколебаний могут быть
неустойчивыми и затухать (область 4).
Если в результате повышения крутизны статической характе-
ристики ТЭД боксующей оси Af(<pi) точка ее пересечения в кри-
вой сцепления Л1с(<рк) (см. рис. 8.7) смещается влево (значение
^уменьшается), а крутизна падающего участка кривой Ме (?к)
в точке ?к = сР» растет, области существования фрикционных
автоколебаний расширяются, возрастает необходимое эквивалент-
ное вязкое трение для подавления автоколебаний. Аналогичный
эффект наблюдается при учете ЭПП в цепях ТЭД, если р<5
(рис. 8.11,а). С уменьшением параметра р. до единицы область
существования низкочастотных автоколебаний сужается, а высо-
кочастотных расширяется в результате смещения вправо и вниз
(см. рнс. 8.12) кривых, ограничивающих ее. При g<l низкочас-
тотные (или двухчастотные) квазигармонические автоколебания
возможны лишь в приводах, для которых Тэ=0,15-н0,35 с (при-
воды электровозов переменного тока с ТЭД постоянного тока).
В случае близости или равенства низшей собственной частоты
крутильных колебаний привода боксующей оси и частоты гало-
пирования тележки (при опорно-рамных ТЭД) или одной из соб-
ственных частот вертикальных колебаний экипажа (при осевой
подвеске ТЭД) низкочастотные фрикционные автоколебания мо-
гут быть полностью подавлены (рис. 8.13) вследствие рассеива-
ния их энергии в демпферах рессорного подвешивания тележки.
195
Дополнительными особенно-
стями характеризуется развитие
фрикционных автоколебаний в
мономоторных тяговых приводах.
Возможны два различных вида
автоколебаний: синфазные, при
которых угловые скорости сколь-
жения одноименных колес <рк
различных осей 1-й и 2-й тележек
одинаковы, т. е. фк1=фкг, и «про-
тивофазные», для которых
Фк1 = —фкг. В свою очередь
в процессе развития как син-
Ряс. 8.13. Области существования Ф’’"1' так . “
rnv. o.iu.	о.щсошиьапип *	’	v
автоколебаний (ниже соответствую- автоколебании возможны те же
тих линий) в зоне наибольшего три вида устойчивых автоколеба-
взаимного влиния экипажа и приво- тельных режимов, что и для
ля ппи u = S.6t	г	/
индивидуальных приводов (см.
рис. 8.12). Расчеты, выполнен-
ные применительно к пара-
метрам мономоторной тележки электровоза ВЛ83, показывают
[31], что вследствие взаимодействия первоначально развиваю-
щихся низкочастотных синфазных автоколебаний и галопирования
мономоторной тележки, а также изменения реальных характери-
стик сцепления каждой /-й колесной пары в результате
несовершенства компенсирующих устройств . (не выравниваются
нагрузки на оси и не устраняется галопирование тележки), ус-
тойчивые автоколебания в мономоторной приводе являются про-
тивофазными.
Для фрикционных автоколебаний в приводах с двусторонней
передачей момента от ТЭД к колесной паре (см. рис. 8.7) воз-
можен только один устойчивый режим — высокочастотные авто-
колебания с узлом на оси колесной пары и противофазным дви-
жением ее колес (cpKi =—<рК2)- При этом ротор ТЭД в колебатель-
ном режиме не участвует и, следовательно, на устойчивость и
характеристики данных автоколебаний не оказывают влияние
ЭПП в цепях ТЭД и взаимодействие с вертикальными колеба-
ниями тележки. Карта устойчивости типа показанной на рис. 8.12
для двустороннего привода будет представлена одной линией, па-
раллельной оси с и разделяющей области 2 и 4. Высота подъема
указанной линии над осью Ь, характеризуемая величиной 6кр, оп-
ределяется из условия существования устойчивых автоколебаний
в рассматриваемом приводе: &кР + 2&о = 6, где 9 — крутизна па-
дающего участка кривой сцепления Мс(фк) в точке fK = <p' (см.
рис. 8.7).
9
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
ТЯГОВЫХ ПРИВОДОВ ЛОКОМОТИВОВ
§ 9.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О РАБОТЕ И ЭЛЕМЕНТАХ ГЕОМЕТРИИ
ТЯГОВЫХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Как указывалось, тяговые зубчатые передачи грузовых маги-
стральных тепловозов и электровозов работают в крайне тяжелых
условиях. Даже применение дефицитной хромоникелевой стали
для производства зубчатых колес и современная технология уп-
рочнения зубьев не позволяют удовлетворить требованиям ОСТ
'24.149.03—83 по сроку их службы в эксплуатации. Вместо требу-
емых 1,8*10® км пробега при вероятности безотказной работы
0,95 средний ресурс ведущих зубчатых колес жесткой односторон-
ней тяговой передачи магистральных грузовых тепловозов 2ТЭ10В
составляет примерно 0,75-105 км, а ведомых — 1,3-Ю6 км [36].
Подавляющее большинство ведущих зубчатых колес бракуется
по предельно допустимому износу рабочих поверхностей зубьев и
в незначительном количестве по сколам и трещинам; у ведомых
колес, напротив, более 40% бракуется по трещинам и изломам
зубьев. Трещины возникают главным образом в основании зубь-
ев (в местах перехода скругления впадины в эвольвенту) и носят
ярко выраженный усталостный характер, зарождаясь в несколь-
ких очагах по одной линии вдоль зуба, но чаще всего с внутрен-
ней стороны зубчатого колеса.
Технический ресурс ведущих и ведомых зубчатых колес жест-
ких косозубых двусторонних тяговых передач электровозов ВЛ8,
ВЛ10, ВЛ80 составляет соответственно 1,2-Ю6 и 1,5-10® км. Од-
нако значительное число ведомых зубчатых колес преждевремен-
но выходит из работы в результате усталостного выкрашивания
рабочих поверхностей зубьев.
Число заменяемых зубчатых колес при ремонтах тепловозов
превышает 7000, а при ремонте электровозов — 11 000 шт. в год.
Затраты на их ремонт и замену составляют внушительную циф-
ру — более 15 млн. руб. в год, а ежегодный расход легирован-
ной стали — около 10 тыс. т.
Прогресс в локомотивостроении в значительной мере зависит
от уровня техники в области зубчатых передач, широко приме-
няемых в тяговых приводах тепловозов и э. п. с. Расчет на
197
Рис. 9.1. Схема, поясняющая зацеп-
ление в корригированной зубчатой
прочность и долговечность зубча-
тых передач — важный этап, на
котором закладывается основа
их эксплуатационной надежно-
сти. Разработана единая методи-
ка расчета зубчатых цилиндриче-
ских передач (19) в соответствии
с ГОСТ 21354—75. Основные по-
ложения ее применимы к расчету
тяговых зубчатых передач. Од-
нако возникает ряд трудностей в
силу специфичности условий ра-
боты зубчатых передач на желез-
нодорожном транспорте: резко
переменные нагрузки, часто ме-
няющиеся климатические усло-
вия, значительные перекосы зубь-
ев, слабая защищенность переда-
чи от пыли и влаги и др. Кроме
того, в единой методике отсут-
ствуют разделы по расчету зуб-
передаче	чатых передач на износ и заеда-
ние, необходимому для созда-
ния зубчатых передач, отвечающих современным требованиям по
показателям надежности работы их в эксплуатации.
Наиболее часто на локомотивах применяют цилиндрические
(рис. 9.1) прямозубые и косозубые передачи. Формулы для рас-
чета сил в передачах и основных геометрических размеров пере-
дач даны соответственно в табл. 9.1 и 9.2. Более подробные сведе-
ния о расчете геометрических параметров зубчатых передач можно
найти в специальной литературе [19], [43] и в ГОСТ 16532—70.
При проектировании тяговой передачи с целью повышения
передаточного числа и снижения нагрузок на зубья стремятся за-
дать ведомому зубчатому колесу максимальный возможный диа-
метр. Это колесо относится к необрессоренным частям локомоти-
ва, если напрессовано на ось колесной пары, и к обрессорен-
ным, если смонтировано в корпусе, закрепленном на раме тележ-
Таблица 9.1
Сила	Расчетные формулы для передач	
	прямозубых	хосозубых двусторонних
Окружная		^=2
Радиальная		Fr = 2 Мш tg аш !(dl cos ?)
Осевая	—	Fx - 2 Мш tg
Нормальная	Fn = Fl/cosau	F„ = 2 At^^cosa^cos?)
198
ни. По условиям соблюдения габарита 1-Т железных дорог СССР
(ГОСТ 9238—83) клиренс zK — расстояния от головки рельса до
необрессоренных zKX и обрессоренных zK0 частей экипажа — с
учетом допускаемого в эксплуатации радиального износа банда-
жей ha, который равен 40 мм при диаметре колеса 1050 мм и
50 мм при диаметре колеса 1250 мм, должен быть соответственно
для этих диаметров не менее zKlli = I05 мм, гКО1=120 мм и
zKii2=115 мм; 2к02=130 мм. Для западноевропейских железных
дорог эти расстояния несколько больше и соответственно:
г*к1 = 125 мм; z’ol = 140 мм; г’н2=135 мм; г*о2—150 мм.
Исходя из заданного диаметра колеса £)к и допустимого для
него клиренса гк легко определить максимальный возможный ди-
аметр вершин зубьев ведомого зубчатого колеса:
°-2
где Лк — толщина нижней стенки корпуса редуктора;
Си — радиальный зазор между зубьями колеса и нижней стенкой корпуса
редуктора.
Величины Лк и 6К обычно принимают равными 5 и 10 мм. При
этом в литом корпусе редуктора днище делают съемным в виде
крышки или приваривают маслосборник к остову с тем, чтобы
соблюдалось условие Лк<5 мм.
На тепловозах ТЭ1, ТЭ2, ТЭЗ, 2ТЭ10Л, 2ТЭ116 с опорно-осе-
вым тяговым приводом и на тепловозах ТЭП60 и ТЭП70 с опор-
но-рамным диаметр вершин зубьев ведомых зубчатых колес
отвечает требованиям западноевропейского стандарта и соответ-
ственно равен 777,5; 740 и 800 мм.
На электровозах серий ВЛ8, ВЛ10, ВЛ80 диаметр вершин
зубьев ведомого зубчатого колеса, равный 990 мм, выбран в со-
ответствии с ГОСТ 9238—83. Следует, однако, отметить, что
низкое расположение корпуса редуктора при эксплуатации зимой
в заснеженных районах приводит к преждевременному истира-
нию, а иногда и разрушению его днища особенно в случае при-
менения кожухов из стеклопластика. Из-за этого на ряде дорог
отмечался массовый выход из строя тяговых передач электрово-
зов [3]. Поэтому целесообразно придерживаться западноевропей-
ского стандарта на клиренс в особенности, если в дальнейшем
предполагается поставка локомотивов на экспорт.
Передаточное число тягового редуктора и выбирается из ус-
ловия полного использования при конструктивной скорости дви-
жения локомотива отах максимальной допустимой частоты враще-
ния ЯКОрЯ Птах-
Для электродвигателей постоянного тока она определяется
максимальной линейной скоростью коллектора, а для электродви-
гателей переменного тока с регулируемой частотой вращения —
допустимой частотой вращения якорных подшипников качения.
При этом
« _ 1,885 -10-* (О, - »,)
199
где 1,885-Ю-* — коэффициент, позволяющий получить и в виде безразмерной
величины при следующих единицах измерения: v в км/ч,
Лтат В об/мин; DH И Йб В ММ.
Зная ^2ам и и, легко определить максимальное межцентровое
расстояние йши тяговой передачи и максимальный диаметр на-
чальной окружности ведущей шестерни
ашм=(<:,2аи-2т)(“4-1)(2«);
rfla«“2awM ^2ам-
Следует иметь в виду, что при рассчитанных значениях d]aM и
^2ам с учетом смещений исходных контуров Xi, х? и уравнитель-
ных смещений Дг/i и Ду2, как правило, не получаются целые чис-
ла зубьев г:, г2. Поэтому значения Z\ и z2 принимают равными
целым числам правых частей следующих выражений:
г1 = 141ам - 2W (1 + х1 - Д	(9.1)
*2 = [‘*гам-2'М1+л-2-Ду2)]/'*.	(9-2)
При расчете геометрических параметров передачи модуль т
в выражениях (9.1) и (9.9) в первом приближении принимают
равным 10 мм. Окончательное значение его уточняют при расче-
те зубчатой -передачи на прочность. Далее определяют основные
геометрические параметры тяговой передачи (см. табл. 9.2).
В случае применения на грузовых тепловозах и электровозах
опорно-осевого тягового привода удается обычно скомпоновать
электродвигатель с осью колесной пары так, что действительное
межцентровое расстояние аа не превышает ааы. Если же на
грузовых локомотивах используется привод класса III, ось элект-
родвигателя удаляется от оси колесной пары и аш > ааЫ, а выб-
ранное передаточное отношение
менив промежуточное зубчатое
Рис. 9.2. Схема зубчатой передачи
с уравнительным механизмом
можно реализовать, только при-
колесо. Так как при установке
одного промежуточного зубчато-
го колеса не всегда удается обес-
печить требуемый расчетный тех-
нический ресурс опорного под-
шипника, приходится изыскивать
другие конструктивные решения.
В частности, хорошие результа-
ты могут быть получены в слу-
чае применения двух промежу-
точных зубчатых колес совмест-
но с уравнительным механизмом
[29], способным автоматически
поддерживать равенство нагрузок
по двум потокам мощности
(рис. 9.2). В этом механизме
ведущее колесо установлено на
подшипниках качения в буксе с
двумя стойками, сферические
200
торцы которых смонтированы относительно сферических опор в
корпусе редуктора с небольшим зазором, в пределах которых
она может перемещаться, По отношению к централи двухпоточ-
ной зубчатой передачи стойки направлены под углом ср. В случае
равенства потоков мощности на промежуточных зубчатых колесах
направление равнодействующей силы на шестерне (и, следова-
тельно, на буксе) при вращении ее по часовой стрелке совпада-
ет с направлением нижней стойки буксы, а при вращении в дру-
гую сторону — с направлением верхней стойки. При нарушении
равенства потоков мощности равнодействующая сила отклоняет-
ся на угол, отличный от ср, что приводит к некоторому повороту
буксы относительно сферической опоры и смешению шестерни
относительно промежуточных зубчатых колес. Шестерня будет
смещаться до тех пор, пока не уравняются силы в обоих потоках
мощности.
Ресурсные испытания двухпоточного зубчатого редуктора с
уравнительным механизмом на вибростенде ВНИТИ подтвердили
высокую эффективность этой конструкции. Технический ресурс
зубчатой передачи и подшипников качения промежуточных зуб-
чатых колес увеличился вдвое по сравнению с аналогичным по
габаритам, но однопоточным зубчатым редуктором.
Расчет числа зубьев ведущего и ведомого зубчатых колес
двухпоточной передачи выполняют по приведенной выше методи-
ке. Число зубьев промежуточных зубчатых колес г3 принимают
обычно равным 2/s z2. Централь выбирают такой, чтобы за-
зор между полым валом и электродвигателем составлял 15—20 мм.
Следует убедиться в том, что клиренс нижнего промежуточного
колеса не меньше допустимого, это удобно сделать графическим
способом, вычерчивая передачу в масштабе 1 : 2.
Далее определяют частные централи между ведущим и про-
межуточным	и между ведомым и промежуточным йи2
зубчатыми колесами:
т ((*! + гз)/2 + Xj + х3 + д у13];
а«й = т 1(^2 + гз>'2 + х2 + х3 + д уй].
В процессе проектирования двухпоточных передач очень важ-
но обеспечить точность сцепления зубчатых колес. Шестерня на-
ходится в зацеплении с промежуточными зубчатыми колесами
при введении в зацепление ведомого зубчатого колеса в случае
неудачного выбора размеров передачи, часть пространства может
оказаться одновременно занятой четырьмя взаимодействующими
зубьями, вследствие чего невозможно будет ввести зубчатые коле-
са в зацепление. Чтобы исключить это, в двухпоточной передаче
при проектировании необходимо выполнить одно из следующих
условий:
Д Sj + Д s2 = 2 Д s3, или Д + Д $2 -f- п mda id =2 Д $3,
или Д Sj + Д s2 = 2 Л $3 + it	(9.3)
201
В этой формуле: Дзь As2, Д$з — остатки длин дуг начальных
окружностей зубчатых колес, ограниченных частными центра-
лями:
д \ arccos [(д’ 4- д’, - а*2)/(2 аш ди1) ]
Д s2 = d2earecos [(д* + а^2 - а^)/(2	-nmn2d2Jd2;
» s3- 0,5S3_araos [(<& +	>/(2	> «»3d^d,.
где ль пг, пз — числа максимально возможных целых начальных окружных
шагов;
di, dz ds — диаметры делительных окружностей зубчатых колес.
В этих уравнениях единственным независимым параметром,
который можно принимать произвольно, является межцентровое
расстояние передачи аа. Меняя его через I мм от предваритель-
но выбранного, определяют окрестность, в которой удовлетворя-
ется одно из трех условий сцепляемости (9.3). Далее, разбивая
окрестность на более мелкие участки, как правило на 0,01 мм,
определяют межцентровое расстояние аш, при котором будет
обеспечена удовлетворительная точность зацепления двухпоточ-
ной передачи. Если значение аи выйдет из желаемых границ,
изменяют число зубьев промежуточных зубчатых колес и расчет
повторяют. Естественно, что эти вычисления целесообразно вы-
полнять с помощью ЭВМ.
При отсутствии уравнительного механизма в двухпоточной
передаче централь а* нужно рассчитать так, чтобы длина ос-
татков дуг промежуточных зубчатых колес в уравнениях (9.3)
была больше суммарной длины остатков дуг ведущего и ведомого
зубчатых колес в среднем на 0,1 мм. Систему допусков в переда-
че желательно выбрать так, чтобы суммарная погрешность этого
размера находилась в пределах 0-?0,2 мм. При соблюдении этих
условий в период приработки зубчатой передачи вся нагрузка бу-
дет передаваться в зацеплении через короткие отрезки венцов
первого или второго промежуточного зубчатого колеса в зависи-
мости от направления вращения ведущей шестерни, чем обеспе-
чивается минимальная нагрузка на их подшипники качения. По
мере износа рабочих поверхностей зубьев будет происходить вы-
равнивание нагрузок по обоим потокам мощности.
В расчетах точность изготовления промежуточных зубчатых
колес предполагается одинаковой: достигается такая точность
совместной шлифовкой рабочих поверхностей зубьев на станке.
Для цилиндрических зубчатых колес и передач установлено
12 степеней точности (ГОСТ 1643—81), обозначаемые в порядке
ее убывания с 1 до 12. Каждая степень характеризуется норма-
ми кинематической точности, плавности работы и контакта зубь-
ев. Независимо от степени точности зубчатых колес и передач ус-
тановлено шесть видов сопряжений по величине бокового зазора
Н, Е, D, С, В, А и восемь видов допуска на боковой зазор h,
d, с, b, а, г, у, х.
202
Кинематическая точность передачи и зубчатого колеса харак-
теризуется рядом параметров, из которых наиболее важными яв-
ляются следующие: допуск на кинематическую погрешность пере-
дачи и зубчатого колеса, определяемый наибольшей алгебраиче-
ской разностью между действительным и номинальным углами
поворота ведомого зубчатого колеса (в передаче или в отдельном
колесе), который измеряется в линейных единицах длины дуги
делительной окружности, допуск на накопленную погрешность ша-
гов зубчатого колеса, равный наибольшей алгебраической разно-
сти значений накопленных погрешностей для любого сочетания
зубьев в колесе. Допускается характеризовать кинематическую
погрешность зубчатого колеса комплексом косвенных показате-
лей, включающих допуск на радиальное биение, измеряемый инди-
катором относительно оси колеса по цилиндрическому валику, ус-
танавливаемому между зубьями, и допуск на колебание длины
общей нормали.
Плавность работы зубчатых колес характеризуется допуском
на отклонение шага зацепления и погрешностью эвольвентного
профиля зубьев, которая измеряется разностью расстояний по
нормали между двумя ближайшими друг к другу действитель-
ными и номинальными торцовыми профилями зубьев. Имеется
также и ряд других показателей кинематической точности и плав-
ности работы зубчатых передач и колес, использование которых
возможно при наличии соответствующих измерительных прибо-
ров.
Для шестерен и зубчатых колес тепловозов и э. п. с, по ОСТ
24.149.03—83 нормы кинематической точности и плавности рабо-
ты должны соответствовать 8-й степени. Контрольные комплексы
норм точности на вид сопряжения передачи, продольную модифи-
кацию зубьев, отклонение от номинальных значений диаметров
делительной окружности и вершин зубьев, а также биение ок-
ружности вершин зубьев устанавливаются рабочим чертежом
по согласованию с заказчиком, Шероховатость по ГОСТ 2789—73
рабочей поверхности зубьев должна быть 1,2, впадин зубча-
тых колес — /?.-с20.
§ 9.2. МАТЕРИАЛЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС, СПОСОБЫ УПРОЧНЕНИЯ ЗУБЬЕВ
И ИХ ОСНОВНЫЕ МЕХАНИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА
Шестерни зубчатых передач изготовляют из стали марок
20ХНЗА и 20Х2Н4А, прямозубые и косозубые большие зубчатые
колеса — преимущественно из стали марки 45ХН. Для изготов-
ления венцов прямозубых и косозубых зубчатых колес при упроч-
нении их цементацией или нитроцементацией можно применять
также сталь 20ХНЗА или 20Х2Н4А.
Рабочие поверхности зубьев и поверхности впадин шестерен
упрочняют цементацией или нитроцементацией с последующей за-
калкой и отпуском. После шлифовки на расстоянии 10 мм от
203
вершины зуба глубина закаленного слоя должна быть 2±0,4 мм,
его твердость 58±3//hrc, а во впадине — не менее соответствен-
но 1,5 мм и 54 Янвс-
Зубчатые колеса упрочняют поверхностной закалкой токами
высокой частоты (ТВЧ) по всему контуру зуба с последующим
отпуском или поверхностной закалкой ТВЧ лишь по рабочим по-
верхностям зуба (секторная закалка) с последующим отпуском
и накатыванием впадин роликами. После механической обработки
зубчатых колес глубина закаленного слоя на расстоянии 10 мм
от вершины зуба в обоих случаях должна быть 4±1 мм, а во
впадине при контурной закалке — не менее 1,5 мм. Необходимо,
чтобы твердость закаленной поверхности зубьев и впадин при
контурной закалке находилась в пределах 50±3#нвс-
Для дальнейших расчетов принимаем твердость активных по-
верхностей зубьев шестерен 56//нвс и зубчатых колес 48//hrc.
В двусторонних косозубых передачах электровозов применяют
цельнокатаные колеса из стали 55, их подвергают объемной за-
калке с последующим отпуском, добиваясь твердости не менее
НВ 280 по всему профилю зуба. Однако эта технология упрочне-
ния зубьев является менее эффективной по сравнению с закалкой
ТВЧ и по возможности от нее следует отказываться.
Для тяговых передач тепловозов и электроподвижного соста-
ва допускаемые напряжения при расчете зубьев шестерни и коле-
са на изгибную огр и контактную онр выносливость определяют,
как
°Гр = ®f llm YFS YFRKFx!SF I
®нр — ®и 1!т Yhv кнс ких^н-
(9.4>
(9.5>
В этих выражениях
aP 11m = °F Пт в kFr KFd KFn KFL‘
°н I Im = °н I Im a KHL'
гдеа5,1(тв, МПа — предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий
= 4»10в циклов, установленный для отнулевого цикла из-
менения напряжений; для реверсивных зубчатых передач это
значение следует уменьшить на 25%;
®н нпи-пР61е'’ контактной выносливости зубьев, соответствующий
Ун0 = 120- 10s циклов контактных напряжений.
Для ведущего и ведомого зубчатых колес тепловозов и э. п. с.
соответственно a°llmsl = 950 МПа, о°,||П1 а2 = 700 МПа, вя|1[ПВ,=
= 23 //цр.с = 1290 МПа; он цт в2 = 17 ЯНяс + 200 = 1016 МПа.
Здесь вгнт и он нт —предел соответственно изгибной и контактной,
выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу цик-
лов напряжений.
В уравнениях (9.4), (9.5) коэффициенты учитывают следующие
факторы: К = 0,9 —градиент напряжений и чувствительность ма-
204
териала к концентрации напряжений;	/„я = 1 — шерохова-
тость поверхностей соответственно переходных и сопряженных частей
зуба; УНР = 1,06 — окружная скорость; к-нс = 1 — влияние смазки;
1, кЛд.2 = 0,95, кНх = 1 — размеры зубчатых колес; Sr —спо-
соб получения заготовки; 5д = 1,75 при поковке или штамповке,
Sf = 2 при прокатке; SH= 1,2 —вероятность безотказной работы
при заданном техническом ресурсе зубчатой передачи; кре = \,
KFd = \№,	= 0,75 — влияние соответственно шлифования пере-
ходной поверхности зубьев, деформационного упрочнения или элек-
трохимической обработки ее и двустороннего приложения нагрузки;
«/=•£!, кни khli< «Н£2— коэффициенты долговечности, каждый из ко-
торых равен 1.
Для ведущих и ведомых зубчатых колес жестких тяговых пере-
дач допустимы расчетные напряжения соответственно а/-р1 = 384 МПа
и ат = 270 МПа, анр1= 1140 МПа и анр2 = 900 МПа. Для венцов
УСЗК, заготовки которых получают преимущественно способом
проката, вРр2==236 МПа.
Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки:
VpM " aF llm м KFug KF»d Ys YRm kxF^F^	(9.6>
= ar,
где’fiimMi' ’гптм2 “ предельные напряженки, не вызывающие остаточных де-
формаций или хрупкого излома зубьев шестерни и зуб-
чатого колеса, равные соответственно 3100 и 2800 МПа;
ат — предел текучести материала при растяжении.
В формуле (9.6) приняты следующие значения коэффициентов:
«Fug— 1, K/w=l, Kxfi=1, «xF2 = 0-95- Kj = 0,9, K/?H = 1; Sf» =
= 1,75.
После подстановки их в формулу получим аГрм1 = 1590 МПа,
aFpM2= 1370 МПа. Для цементированных зубьев и закаленных ТВЧ
по всему контуру допускаемые контактные напряжения онрм] =
= 40 /Ункс = 40-56 = 2240 МПа, онрм2 = 40 //HRC = 40 - 48 —
= 1920 МПа.
§ 9.3. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Общие сведения. Обычно при конструировании зубчатых пе-
редач выполняют расчеты проверочный и проектировочный. В
локомотизостроении последний расчет не имеет смысла, так как
основные размеры редуктора определяют по условию вписывания
его в габарит подвижного состава, Единственные параметры, ко-
торые уточняют поверочным расчетом, — это модуль т и рабо-
чая ширина зубчатых колес Ьш. При этом из технологических
соображений чаще всего приходится принимать т=10 мм, что
наиболее распространено на тяговом подвижном составе.
Второй особенностью проектирования тяговых передач локомо-
тивов является то, что величины т и определяются преиму-
205
щественно из расчетов, выполняемых с целью предотвращения
усталостного излома зубьев, а не контактных повреждений. При
изготовлении зубчатых колес применяют высококачественные ле-
гированные стали и закалку рабочих поверхностей токами высо-
кой частоты (ТВЧ), что значительно повышает контактную вы-
носливость зубьев по сравнению с выносливостью их при изгибе.
Кроме того, в условиях длительной работы при умеренных на-
грузках, а также в условиях частых пусков и остановок, харак-
терных для транспортных машин, снижается доля усталостных
разрушений контактирующих поверхностей в общем балансе по-
вреждений и растет влияние молекулярно-механического изнаши-
вания зубьев.
Приведенные соображения не отрицают, однако, необходимо-
сти выполнения поверочного расчета активных поверхностей зубь-
ев на контактную выносливость. С увеличением времени работы
зубчатой передачи в эксплуатации вследстрие ее износа сущест-
венно изменяется геометрия зацепления: ножки зубьев ведомого
зубчатого колеса вблизи от полюса зацепления вместо выпуклых
становятся вогнутыми. Отметим, однако, что несмотря на значи-
тельное увеличение динамических нагрузок в тяговом редукторе
с ростом износа зубьев, искажение их профилей не приводит к
снижению контактной выносливости по сравнению с имеющейся
при исходном профиле. Напротив, если в начальный период ра-
боты новой передачи изредка происходит выкрашивание наиболее
нагруженных участков зубьев, то в дальнейшем с ростом износа
оно полностью прекращается. Следовательно, расчет на контакт-
ную выносливость можно выполнять для исходной геометрии
зубьев, не учитывая дополнительные динамические нагрузки, вы-
зываемые искажением их эвольвенты.
В случае износа зубьев до 7% их толщины на высоте посто-
янной хорды напряженное состояние зуба почти такое же, как у
неизношенного. Однако при увеличении износа зубьев до 15%
максимальные суммарные напряжения в растянутой зоне увели-
чиваются примерно на 8%, что следует учитывать, рассчитывая
зубчатые передачи на прочность.
Методика расчета на изгибную и контактную выносливость
цилиндрических прямозубых и косозубых тяговых передач локо-
мотивов, рассматриваемая далее, разработана в соответствии с
требованиями современных государственных стандартов и стан-
дартов СЭВ. Кроме того, предложены инженерные методы расче-
тов указанных передач на износ и заедание.
Расчетные эквивалентные нагрузки тяговых передач локомо-
тивов. При определении исходных расчетных нагрузок удобно
исходить из внешней тяговой характеристики локомотива, уста-
навливающей зависимость силы тяги на автосцепке от скорости
движения F(v). Тяговая характеристика тепловоза 2ТЭ10В и
электровоза ВЛ80 (кривая abc, рис. 9.3) имеет два характерных
участка: ab — ограничение силы тяги по сцеплению; Ьс — огра-
ничение силы тяги по мощности силовой установки на теплово-
206
ojijs ОМ) ЦгвО 1^90 3J70 tf50 NC!,1O*uumoB
Рис. 9.3. Циклограммы
нагрузок тяговых пере-
дач тепловоза 2ТЭЮВ
(а) и электровоза ВЛ80
(б), приведенные к ав-
тосцепке:
207
зах и мощности электродвигателей на электровозах. На пасса-
жирских локомотивах ограничение по пусковому току наступает
раньше, чем ограничение по сцеплению. Аналогичный вид имеют
тяговые характеристики и моторвагонного э. п. с.
В эксплуатации лишь в редких случаях локомотивы работают
по расчетным тяговым характеристикам. Как при трогании по-
езда с места и разгоне его, так и при высоких скоростях движе-
ния реально развиваемая сила тяги Fi(v) меньше F{v). Статисти-
ческие данные по ряду полигонов о продолжительности работы
тепловозов и электровозов на различных режимах позволяют
привести случайные нагрузки к постоянным, эквивалентным по
воздействию на тяговые передачи (по накоплению в них устало-
стных повреждений).
Накопление усталостных повреждений при изгибе зубьев про-
порционально нагрузке в степени mF, а контактных повреждений
активных поверхностей зубьев — в степени тн/2 (контактные на-
пряжения в зубьях в отличие от изгибных пропорциональны кор-
ню квадратному из значения нагрузки), где mF и тн — показа-
тели степени кривых усталостной долговечности, равные для
закаленных зубьев соответственно 9 и 6. С учетом этого эквива-
лентные нагрузки, вызывающие соответственно изгибные и
контактные повреждения, в заданных узких диапазонах скоростей
движения (в окрестностях скоростей 10, 20, 30, 40, 60, 80 и
100 км/ч) примут вид:
(v,) - {<1/г„) i [РИ»,)	;
['wl”"'2 '< Р"'
где Fz(vj) — сила тяги локомотива на автосцепке в z-м режиме работы при ско-
рости движения vf,
tt — продолжительность Z-ro режима работы;
Т — суммарное время наблюдения за работой локомотива в заданном
диапазоне скорости движения v,',
п — суммарное число режимов работы за время Гр.
По найденным для различных скоростей Vj значениям FEF(Vj)
и Feh(Vj) легко построить кривые Fef(v) и Feh(v) для всего ди-
апазона V.
Эквивалентная рабочая нагрузка Fef(v), приведенная на
рис. 9.3,с, рассчитана по статистическим данным работы тепло-
возов 2ТЭ10В в локомотивном депо Сольвычегодск Северной до-
роги. В этом депо обеспечивается сравнительно высокая степень
использования мощности дизелей, тем не менее кривая Fef(v)
расположена ниже характеристики F(v).
Помимо рабочей нагрузки, в тяговых редукторах локомотивов
действуют дополнительные динамические нагрузки, вызываемые
внешними и внутренними причинами. Наибольшими являются на-
208
грузки, возникающие при боксовании локомотивов. Как показали
экспериментальные исследования [5], при боксовании тепловозов
и электровозов с электропередачей максимальные нагрузки в тя-
говых редукторах превышают предельную силу тяги по сцепле-
нию при а = 0 (оцениваемую обычно коэффициентом динамики
ка) соответственно в 2 и 2,4 раза. В случае применения в тяговых
редукторах упругих зубчатых колес кл снижается соответственно
до 1,4 и 1,7. На тепловозах с гидропередачей ТГМЗ, ТГМ6,
ТГМ12 и др. динамические нагрузки в осевых редукторах дости-
гают 3-кратного значения.
Процессы боксования кратковременны, При этом число цик-
лов нагружения зубьев пиковыми нагрузками за весь срок их
службы меньше суммарного числа циклов почти на четыре по-
рядка, вследствие чего они вносят пренебрежимо малую долю в
накопление изгибных и контактных усталостных повреждений и
их не учитывают при расчете зубьев на выносливость. Однако,
чтобы убедиться, что при боксовании не возникнет остаточная де-
формация контактных поверхностей или хрупкое разрушение
зубьев после выполнения основного расчета зубчатых колес на
усталостную прочность, необходимо проверить зубья на изгиб-
ную и контактную прочность при действии максимальной нагруз-
ки в случае боксования локомотива.
Динамические нагрузки в тяговых редукторах, вызванные про-
ходом неровностей пути, имеют случайный характер. Абсолютные
максимумы их увеличиваются с ростом скорости движения и уже
при сравнительно низких скоростях могут достигать F (0). Одна-
ко число циклов Nt пиковых нагрузок, отнесенное к единице вре-
мени, мало, вследствие чего эквивалентное значение этих нагру-
зок значительно ниже абсолютных максимумов. Применительно
к тепловозам 2ТЭ10Л с жесткой зубчатой передачей были рас-
считаны эквивалентные нагрузки для изгибной и контактной ус-
талостной прочности от суммарного действия рабочей и динами-
ческой внешней нагрузок (от действия неровности пути) соответ-
ственно го формулам:
{п	Г Г	тр 1	1 l/'flf'
2 (l/rp)l<im f|r,(v,) +Л ] I, |	;
(Л	г Г	nH/2 1	12/тя
2 ('Тр) (!/’')[ |'’<(”;> +''д <"/. <) | й	
где Fx(vj, t) — приведенные к автосцепке внешние динамические нагрузки,
полученные из осциллограмм, записанных при динамических
испытаниях тепловозов на дорогах с удовлетворительным со-
стоянием верхнего строения пути;
Т — интервал записей.
Разность между кривыми F„f и Fep(v) (см. рис. 9.3,а) пред-
ставляет собой эквивалентное значение внешних динамических
нагрузок для выносливости зубьев при изгибе.
209
Внутренние динамические нагрузки в новых (неизношенных}
тяговых передачах, вызванные погрешностями изготовления зуб-
чатых колес, можно учесть с помощью коэффициента внутренней
динамики «ни, значение которого определяется по методике, при-
веденной в [19], Вычисления показали, что для новых жестких
тяговых передач, зубчатые колеса которых соответствуют 8-й сте-
пени точности, расчетные формулы применительно к тепловозам
и электровозам соответственно приводятся к простым зависимо-
стям: kh-jt=1+0,0035o, xHv3= i+0,0023o.
В случае применения упругих зубчатых колес внутренние ди-
намические нагрузки в тяговых передачах уменьшаются и коэф-
фициенты перед и становятся равными 0,0012 и 0,00076. Как вид-
но из этих зависимостей, внутренние динамические нагрузки в но-
вых редукторах сравнительно невелики даже при о=100 км/ч.
Наблюдения за работой тяговых редукторов тепловозов и
электровозов в эксплуатации показали, что с ростом износа зуб-
чатых колес происходит постепенно увеличивающееся искажение
эвольвентного профиля зубьев. Так, на тепловозах 2ТЭ10Л с
жесткой зубчатой передачей после пробега 600 тыс. км искаже-
ние эвольвенты рабочего профиля зубьев ведомых зубчатых ко-
лес составляет в среднем 0,3 мм. Максимальное искажение до-
стигает 0,5 мм при пробеге 1,0—1,2 млн. км, после чего в случае
дальнейшего увеличения пробега геометрия изношенного профиля
зуба изменяется незначительно. На электровозах ВЛ80 с жест-
кой зубчатой передачей интенсивность роста искажения эвольвен-
ты зубьев примерно в 2 раза ниже, чем на тепловозах, что объ-
ясняется значительно большим коэффициентом перекрытия косо-
зубой двусторонней тяговой передачи. Темп роста искажения
эвольвенты зубьев упругих тяговых передач тепловозов и элект-
ровозов почти в 2 раза ниже, чем у жестких передач указанных
выше локомотивов.
Искажение профиля зубьев приводит к непостоянству переда-
точного отношения редуктора и возникновению в нем под дейст-
вием кинематического возбуждения больших динамических нагру-
зок зубцовой частоты. Измерения, выполненные во ВНИТИ при
динамических испытаниях локомотивов с жесткими и упругими
тяговыми передачами, имеющими пробег до 1,2 млн. км, показа-
ли, что амплитуды динамических нагрузок Fa3(n) стационарны.
Они почти линейно зависят от искажения эвольвенты и при самых
неблагоприятных условиях достигают F(G). С ростом скорости
движения наблюдается вначале быстрое, а затем более плавное
их увеличение. Эквивалентная нагрузка изношенной передачи
при расчете ее на выносливость при изгибе зубьев Ff(v) равна
сумме F„f(v} и Faa(y) благодаря стационарности последней.
Кривая Ff{v) на рис. 9.3, а соответствует жесткой тяговой пере-
даче тепловоза, имеющей пробег 1,2 млн. км. Как видно из гра-
фика, где кривые Ff(v) и АЯу) расположены над кривой F(y),
эквивалентные динамические добавки к рабочей нагрузке соизме-
римы с последней.
2to
Аналогичным способом определены эквивалентные нагрузки
для электровозов ВЛ80 с новой жесткой зубчатой передачей
[кривая Fh(v), рис. 9.3, б] и с изношенной передачей [кривая
Ар(а)], имеющей пробег 1,2 млн. км. При использовании в тяго-
вых передачах тепловозов и электровозов упругих зубчатых колее
динамические нагрузки от искажения эвольвенты снижаются при-
мерно в 3 раза, что сближает эквивалентные нагрузки для расче-
та на изгибную и контактную выносливость.
Построение циклограммы нагружения. В соответствии с
ОСТ 24.149.03.83 ресурс колес и шестерен тяговых передач локо-
мотивов должен быть не менее 1,8 млн, км пробега при вероят-
ности безотказной работы 0,95. Следовательно, за время эксплу-
атации зубья шестерни и ведомого зубчатого колеса будут испы-
тывать следующее суммарное число циклов: /Vti = 1.8-1012 U/(~DK),
Nz2 = Nt-i/u, где Z)K —диаметр среднеизношенного колеса колес-
ной пары. Расчеты показали, что для тепловозов 2ТЭ10В Nti =
= 24,Ь108 и ДГЕ2 =5,47-108 циклов, а для электровозов ВЛ80
./Vei = 20-1О8 и Ns2=4,8-108 циклов. Эти значения намного больше
базовых. В расчете зубьев на выносливость при изгибе принято ба-
зовое число циклов ЛТи = 4-10в, а в расчете их закаленных рабочих
поверхностей на контактную выносливость —А/н0= 1,2-103 циклов.
Это значит, что при определении расчетных нагрузок нужно учиты-
вать лишь часть эквивалентных, имеющих наибольшее значение.
Для того чтобы кривые Ff(v) и Fk(v) на рис. 9.3 могли слу-
жить в качестве циклограмм нагружения, необходимы дополни-
тельные сведения о плотности распределения пробега локомотива
в зависимости от скорости движения. С достаточной для инже-
нерных расчетов точностью усредненную по сети железных дорог
СССР плотность распределения пробега локомотивов x(v) в диа-
пазоне скоростей движения 0— vmax можно выразить усеченным
нормальным законом
v [.«<«>i - [ «,„/(»кг;)| «р - [(«- «„)!/(2"’)].
где mv, аг —параметры распределения усеченного нормального закона;
сн0(> — коэффициент нормирования.
Параметры т„, сг0 и снор для участков пути, на которых раз-
решена максимальная скорость движения грузовых поездов до
80 км/ч, соответственно равны: для тепловозов 50; 21 и 1,09; для
электровозов 53; 22 и 1,06; при итах=100 км/ч — соответственно
54; 23; 1,04 и 57; 24; 1,048.
Кривые плотности распределения пробега Е7[х(о)], показан-
ные на рис. 9.3, при Ущах—100 км/ч позволяют рассчитать число
циклов нагрузок на зубьях шестерни и ведомого зубчатого колеса
для любого диапазона скоростей движения от о, до V2 по форму-
лам:
V2 ~ ^0~V2 “ ^0—»1!
= C-VS [«*(«- "М/’г, - Ф* (-«t./’,,)]-
211
Распределение суммарного числа циклов в зависимости от
скорости движения для ведомых зубчатых колес тепловозов и
электровозов приведено на шкалах Л^г (см. рис. 9.3). Для шес-
терни полученные значения следует умножить на передаточные
числа редукторов. Если в процессе расчетов зубьев на проч-
ность учитывается лишь часть пробега, установленного
ОСТ 24.149.03.83, то приведенные на шкалах значения умножают-
ся на Хд.
Определение расчетных нагрузок. При расчете зубьев на вы-
носливость при изгибе и на контактную выносливость за исходные
расчетные нагрузки принимают наибольшие значения Fp majt и
F’max =	из полученных выше эквивалентных для
частично изношенной Fp(v) и новой FH(ti) тяговых передач, для
которых число циклов действия превышает 0,03 эквивалентных чисел
перемены напряжений NpE и N»e- При плавных циклограммах на-
гружения, что соответствует рассматриваемому случаю,
£fmax
JV„-2.4	|[FP(v)+ ffo„]/2	|”C i<»„/2.4 <Vra); <9.7>
|[/’,,M + /';m.J/27;m„|""'!‘i<»a/2,4A'n0), <9.8>
(t>)
где dnB — число циклов, соответствующее интервалу скорости dti;
2,4 — коэффициент, учитывающий рекомендуемую для рассмотрения часть
циклограммы с наибольшими нагрузками, в которой число циклов
не превышает 2,4 Nra и 2,4 ЛГВ||.
Зная Nfe и Nhe, легко определить коэффициенты долговечности:
КРЕ = (^ро/^рЕ^т^ ПРИ < Nру, = 1 при NFE > Nf-y,
при NkF < NHy, K||i = 1 при Л'н£ > Л'н0.
Исходная расчетная нагрузка FFp, определенная по циклограм-
ме Ff(v) для расчета зубьев тяговой передачи тепловоза
2ТЭ10Л на выносливость при изгибе, равна 75,6-104Н. Эквива-
лентное число циклов частично изношенной зубчатой передачи,
имеющей пробег 1,2 млн. км (XL=0,33), для шестерни NFEI и
для зубчатого колеса NFEt значительно больше базового NFq. По-
этому принимаются для них кгы=1 и	При расчете зубь-
ев на контактную выносливость в качестве исходной расчетной
нагрузки FHp принята из циклограммы FH(v) максимальная, со-
ответствующая ц = 8 км/ч, умноженная на коэффициент внутрен-
ней динамиики новой тяговой передачи, т. е. fHp=[xHv(f = 8)FHniax =
= 1,028-59,4-104 = 61 • 104 Н. Эквивалентные числа циклов УнЕ| и
NhE2 рассчитаны путем интегрирования циклограммы Fa(v) по
формуле (9.8) в интервале скоростей от 0 до 28 км/ч для шес-
терни и от 0 до 56 км/ч для зубчатого колеса. В этих интерва-
лах сосредоточено максимальное рекомендуемое для учета число
212
циклов. Расчеты показали, что как для ведущего, так и для ве-
домого зубчатых колес тепловоза 2ТЭ10Л эквивалентные числа
циклов больше базовых: Nhei>Who> Nhe2>NHo. Следовательно,
коэффициенты долговечности кны = 1 и кнь2=1.
Аналогично определены расчетные нагрузки для электровозов-
ВЛ80 с жесткой тяговой передачей: f>p = 67,9-104 Н; /7вр=65,6х
Х10* Н при лгнг(ц = 55)= 1,12, k>L1 = 1, kfl=1, киц — 1 к
/Гн42 = 1-
При использовании в тяговых передачах тепловозов и электрово-
зов упругих зубчатых колес расчетные нагрузки снижаются и при-
нимают значения: pFp = 61,7-104 Н, FHP = 59-I04 Н, .Ffp — SI^X
ХЮ4 Н, 5нр =44,4-104 Н. Причем коэффициенты долговечности
для ведущих и ведомых зубчатых колес и в этом случае равны
единице.
Чтобы перейти от нагрузок на автосцепке локомотива к экви-
валентным вращающим моментам на валу якоря электродвига-
теля (и следовательно, шестерни), можно воспользоваться следу-
ющим соотношением:
где 'Ik — число ведущих колесных пар локомотива;
Чп — к. п. д. тяговой передачи.
В частности, для тепловозов 2ТЭ10Л и электровозов ВЛ80 с
жесткими тяговыми передачами имеем = 7,56-106 Н-мм, МШн1 =
= 5,94-106 Н-мм, Мш£1 = 12,5-Ю6 Н-мм, Л1ШН1 = 8,9-106 Н-мм, а с
упругими передачами —	= 6,17- 10s Н-мм, ЛТШН1 =5,86-106 Н-мм,.
Жшп = 9,44-106 Н-мм, Л1Ш111 = 7,87-106 н-мм.
Зная эквивалентные расчетные вращающие моменты на валу
якоря, легко определить силы, действующие в зацеплении прямо-
зубых и косозубых цилиндрических передач локомотивов, по фор-
мулам, приведенным в табл. 9.1.
§ 9.4. РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ
Расчет зубьев на выносливость при изгибе и *на контактную
выносливость. В процессе поверочных расчетов зубьев на вы-
носливость производят сравнение расчетных напряжений aF, он
С ДОПУСТИМЫМИ Орр, Оцр
sFp V ~ F YГсУWFtlnv,	(9.9)|
%, > „ - 27S ''кв I»7., V + 1)	<9.10>
где W’fi, 1Гв, — удельные расчетные нагрузки, Н/мм, действующие соответст-
венно на головку и середину зуба;
;	(9.11).
(9.12>
213
Коэффициенты в формулах (9.9) и (9.11) учитывают: yf, Кн —
форму зуба; Y— перекрытие зубьев; — суммарную длину кон-
тактных линий; Yr? — наклон зубьев косозубой передачи; крх, кна—
неравномерность распределения нагрузки между зубьями в косозу-
бой передаче; ят-е. «нз—неравномерность распределения изгибных
напряжений и контактных нагрузок по длине зуба; кп,, khv — внут-
ренние динамические нагрузки.
Коэффициенты Ур и У„ определяются по кривым, приведенным
соответственно на рис. 9.4 и рис. 9.5. В частности для новой тяго-
вой передачи тепловоза 2ТЭ10Л: для шестерни yfi=3,4, для зуб-
чатого колеса К/г2 = 3,5 и для передачи Ки = 1,67.
Учитывая, что с ростом износа зубьев растягивающие напряже-
ния в основании их увеличиваются, коэффициенты YFl и опре-
деленные по указанным кривым, следует увеличить на 5%, т. е.
принять yfl=3,57 и У/г2 = 3,68.
Основываясь на рекомендациях СЭВ, коэффициент У Ft для пря-
мозубых передач при степени точности не ниже 8-й можно опреде-
лить, как уГе = (4—га)/3, где еа — коэффициент торцового пере-
крытия. Для тепловозов 2ТЭ10Л и 2ТЭ10В //>, = 0,9.
Остальные коэффициенты в уравнениях (9.11) рассчитывают по
методикам, приведенным в работе 119]. Для прямозубых тепловоз-
ных передач получено:	=	Кне=0,94,	Kpv-=\, khv—
= 1,03, кНпу = 1,01; для косозубых электровозных —У^ = 0,83,
уЛе = 0,89, Уие = 0,87, кИв = 1,05, «„„ = !,12.
Сложнее определить коэффициенты k_fp, Kus учитывающие
распределение нагрузки по длине контактных линий зубьев. От-
казы, вызванные неправильным учетом неравномерности распре-
деления нагрузки по ширине зубчатых колес вследствие перекоса
их осей, составляют значительную часть всех отказов тяговых пе-
редач локомотивов, что связано прежде всего с существенными
конструктивными недостатками этого узла. Например, в консоль-
дых тяговых передачах тепловозов угол перекоса осей из-за боль-
Рис. 9.4. График для
определения коэффици-
ента Vp эвольвентных
зубчатых колес с внеш-
ними зубьями при прило-
жении нагрузки к вер-
шине зуба в зависимости
от выбранных значений
смещений и чисел зубь-
ев для прямозубой пе-
редачи и от значений
смещений и эквивалент-
ных чисел зубьев znI =
=zcosap для косозубой
214
ших зазоров в моторно-осевых и
якорных подшипниках, а также
из-за деформации оси колесной
пары и вала якоря может дости-
гать 30'. Несколько меньше углы
перекоса зубьев в двусторон-
них косозубых передачах элект-
ровозов и осевых редукторах
электропоездов. Но и там также
наблюдается существенная не-
равномерность распределения на-
грузки по длине зубьев.
Смещение контактной нагруз-
ки к одной из сторон зубчатых
колес увеличивает напряжения
изгиба в переходной галтели зу-
ба на перегруженной стороне.
Коэффициенты Kfb и опре-
деляются соотношениями макси-
мальных значений изгибных на-
Рис. 9.5. График для определения-
коэффициента У„ в зависимости от
уела наклона зубьев и отношения
суммы коэффициентов смещений к.
сумме чисел зубьев
пряжений и удельных нагрузок
при перекосе и равномерном при-
легании рабочих поверхностей
зубьев. Сложность определения
этих коэффициентов заключается
в том, что их значения изменя-
ются во времени. В начальный период работы локомотива угол:
перекоса зубьев определяется допусками на погрешность изготов-
ления сопряженных деталей колесно-моторных блоков. Для тепло-
воза 2ТЭ10Л с вероятностью 0,95 этот угол не превышает
0,3-10~3 рад. При этом коэффициенты и кя$ для расчетных
значений нагрузки в случае новой тяговой передачи соответствен-
но равны 1,5 и 1,7. Следует иметь в виду, что для новой тяговой
передачи исходная расчетная нагрузка Fkf существенно меньше,,
чем для изношенной (см. рис. 9.3).
С увеличением времени работы тяговой передачи угол пере-
коса зубьев увеличивается вследствие того, что вкладыши мо-
торно-осевых подшипников скольжения изнашиваются быстрей,
чем прирабатываются зубчатые колеса. Измерения при очередных
ремонтах показали, что в 95% случаев угол перекоса зубьев в-
эксплуатации на тепловозах 2ТЭ10Л не превышает 1,7-10"3 рад.
Для новых зубчатых колес при этом угле перекоса коэффициенты
и	были бы равны соответственно 3,3 и 4,0. Однако
зубья вследствие более интенсивного износа в местах повышенных
удельных нагрузок имеют форму, близкую к бочкообразной, в ре-
зультате чего реальные коэффициенты неравномерности распре-
деления изгибных напряжений и удельных нагрузок по длине
зуба нижеуказанных выше почти в 2 раза: л-рр=1,7 и «н₽ =
215
Выбор в качестве расчетного максимального значения кр?
изношенной передачи не приведет к занижению ее технического
ресурса. Дело в том, что вероятность наработки базового числа
циклов каждой тяговой передачи в эксплуатации при углах пере-
коса, близких к 1,7-10—3 рад, весьма высока, так как суммарное
число циклов нагружения зубьев за срок их службы более чем
на два порядка превышает базовое.
Для двусторонних косозубых передач электровозов достаточно
определенных сведений о влиянии перекосов на неравномерность
распределения контактных нагрузок и изгибных напряжений по
длине зуба не имеется. Ориентировочные значения указанных ко-
эффициентов для этих передач можно определить по графикам,
приведенным в справочнике [19], в соответствии с которыми
= 1,5,	== 1,3.
В зубчатых передачах электропоездов неравномерность рас-
пределения нагрузки по длине контактных линий вызывается пре-
имущественно асимметричным расположением относительно зуб-
чатой передачи осевых подшипников качения и деформацией кру-
чения корпуса редуктора. Исследования показали, что даже в
•случае продольной модификации зубьев коэффициенты неравно-
мерности изгибных напряжений и контактных нагрузок по длине
зуба могут находиться в пределах кр$ =1,34-1,8,	—
= 1,234-1,61 [13].
Для уменьшения перекоса осей зубчатых колес в тяговых при-
водах класса II необходимо:
симметрично располагать относительно зубчатой передачи осе-
вые подшипники качения, а также увеличивать их базу;
увеличивать жесткость корпуса относительно деформаций по-
перечного изгиба и кручения;
снижать осевую, поперечную и поперечно-угловую жесткость
муфт, соединяющих валы редуктора и электродвигателя;
увеличивать длину реактивной тяги и снижать упругий и фрик-
ционный моменты в ее шарнирах;
уменьшать погрешности изготовления и монтажа осевого ре-
дуктора.
Эффективным средством устранения неблагоприятного влия-
ния перекосов осей зубчатых колес в тяговых передачах всех
классов является применение упругих самоустанавливающихся
.зубчатых колес (УСЗК), подвижные относительно ступицы венцы
которых под действием восстанавливающего момента устанавли-
ваются в плоскости ведущей шестерни. Исследования показали,
что коэффициенты «др и в случае применения УСЗК сни-
жаются соответственно до 1,2 и 1,15.
Расчет на прочность при изгибе и на контактную прочность
при действии максимальной нагрузки. Такой расчет выполняют
для того, чтобы оценить вероятность хрупкого излома зубьев или
остаточной деформации их при изгибе, а также деформации или
разрушения поверхностного слоя. Для обеспечения требуемой
прочности необходимо выполнить следующие условия:
216
°fpM м — Vp	
где Ofk. <twm — расчетные напряжения, создаваемые наибольшей нагрузкой
Л(м из числа действующих на тяговую передачу, даже при од-
нократном ее приложении.
Как отмечалось выше, максимальные нагрузки в тяговых ре-
дукторах возникают при боксовании локомотивов
где Оц ("о = 0) — коэффициент сцепления колесной пары с рельсами при тро-
гании локомотива с места;
Q — статическая нагрузка колесной пары.
Коэффициенты сцепления для тепловозов, электровозов пере-
менного и постоянного тока определяются соответственно, как:
4^ = 0,118 + 4/(22 + v);	=0,28 + 4/(50 + 6v) — 0,0006 v;
фк = 0,28 + 3/(50 + 20 v) -0,0007 V.
В режиме трогания и = 0; коэффициенты динамики для локо-
мотивов различных типов известны [20], В частности, для тепло-
воза 2ТЭ10В с жесткой зубчатой передачей кд = 2, с упругой тя-
говой передачей кд=1,4; для электровозов ВЛ80 — соответствен-
но 2,4 и 1,7. Сравнивая расчетные напряжения оРМ и <тнм соот-
ветственно с допускаемыми а£рм и оНрм, убеждаемся, что опас-
ность хрупкого излома зубьев или остаточной деформации поверх-
ностного слоя может возникнуть, если в режиме боксования
>3, что маловероятно.
§ 9.5. РАСЧЕТ ТЯГОВЫХ ПЕРЕДАЧ НА ИЗНОС И ЗАЕДАНИЕ
В тяговых передачах локомотивов износ SE определяют как
разность замеренных толщин зубьев на высоте постоянной хорды
(см. табл. 9.2) в исходном состоянии и после некоторого пробега
L в эксплуатации. Допустимый износ зубьев шестерни SEim=
= 2,5 мм, зубчатого колеса $£2м=3 мм. При деповских и завод-
ских ремонтах локомотивов по предельно допустимому износу
зубьев преждевременно бракуется до 95% шестерен и почти 60%
зубчатых колес. Таким образом, технический ресурс тяговой пере-
дачи ограничивается преимущественно износостойкостью зубьев,
а не их контактной и изгнбной выносливостью. В связи с этим
очень важно определить технический ресурс тяговых передач по
предельно допустимому износу.
У тепловозов ТЭ1, ТЭЗ, 2ТЭ10Л, В и М с мощностью одной
секции соответственно 735, 1470 и 2200 кВт (1000, 2000 и
3000 л. с.) в жестких и упругих тяговых передачах в последние
30 лет применялись зубчатые колеса с модулями 10 и 11 мм, при

Рис. 9.6. Зависимости математических ожиданий М (Se) линейного износа
зубьев большого зубчатого колеса (сплошные кривые) и шестерни (штриховые)
от пробега тяговых передач тепловозов серий 2ТЭ10Л, В. М в условиях работы
на Северной дороге:
/ — жесткая тяговая передача с/п = IU мм к закаленными рабочими поверхностями зубьев;
J — то же с m = 11 им; 3 — с упругим саиоустанавливающимся зубчатым колесом и т=1С1 мм;
4 — с улучшенным жестким зубчатым колесом ори т — 10 мм
изготовлении которых использовалась различная технология
упрочнения зубьев. Обобщая длительный опыт эксплуатации этих
тепловозов, удалось экспериментально определить для них за-
висимость математического ожидания износа от пробега локомо-
тива (рис. 9.6). Эти данные послужили основой для проверки при-
емлемости теоретических методов расчета тяговых передач на из-
нос. Оказалось, что существующие методы инженерных расчетов
зубчатых передач на износ [21, 23] непригодны для локомотивов
вследствие их неудовлетворительной сходимости с экспериментом.
Потребовалось разработать новую методику, позволяющую при
проектировании с удовлетворительной точностью рассчитать износ
зубьев для различных конструкций тяговых передач в зависимо-
сти от пробега и, следовательно, определить ожидаемый техниче-
ский ресурс по износу.
При выводе формул для расчета износа исходили из следу-
ющих предпосылок:
1.	При нормальной работе зубчатой передачи на микронеров-
ности зубьев, контактирующие непосредственно или через абра-
зивные частицы, приходится пренебрежимо малая часть нагруз-
ки; большая часть нагрузки передается через масляный слой
толщиной ftc.
2.	Под фактической площадью сближения (ФПС) активных
поверхностей зубьев понимается площадь сечения микронеровно-
стей контакта Ах (в относительных единицах), расположенного
на уровне:
218
х — (ri~
где	rg — средний размер абразивных частиц;
^max “ (^imu + ^2тах)1/2 ~ среднее квадратичное значение максимальных микро-
неровностей взаимодействующих поверхностей.
При r,=const площадь Ах однозначно определяется толщиной
смазочного слоя:
Л, - [<'.-ЧМ'	(9.13>
где Ь и v — некоторые коэффициенты.
Для приработавшихся зубьев &=1, v = 2,2, Лшах = 0,008 мм.
3.	Линейный износ зубьев Se считается прямо пропорциональ-
ным ФПС, так как именно здесь активно взаимодействуют абра-
зивные частицы с трущимися поверхностями.
Исходя из сделанных предпосылок, а также учитывая извест-
ные зависимости, позволяющие определить толщину смазочного
слоя [17] и учесть влияние твердости рабочих поверхностей на
интенсивность износа [5], формулы для определения износа мож-
но представить в следующем виде:
^£1 = ПП2 “ кк (Лс) Л ('O/GSfl)//(^нкс)’ 1
$EZ = Лп2Кк (Ас)/2(Л) / (SE2)/f (//нас)’ J
/(Ac)=[0,25-l,6.]06a“'V°-S^’6p°//(«?o«H₽
7(Л) = а е^7г”'5 {1 — Ф* [(<rj._|!in й — ад |Imd)/0,45 o^nnu] j;
(У. 10^
f (S£1) = 0,36 + exp (—2/S£1); f (SgJ-O.S + exp (-2/$^);
/<whrc) “°'58 + °-016 <whrc ~ 19).
где	nn2 — число взаимодействий зубьев колеса за один
оборот колесной пары;
кк — коэффициент, учитывающий климатические
условия работы локомотива; для средней
полосы СССР кк = 1, для районов Крайне-
го Севера, БАМа и Средней Азии к* =1,2;
/. — пробег локомотива, км;
/(А), /(A), /(S£), /(WHRC)—функции, учитывающие зависимость интен-
сивности износа зубьев соответственно от
толщины смазочного слоя, характеристик
абразивных примесей, снижения твердости
активных поверхностей и роста внутренних
динамических нагрузок с увеличением изно-
са зубьев, твердости рабочих поверхностей
зубчатых колес в исходном состоянии;
аэ, рн — соответственно пьезокоэффициент вязкости
смазки, м2/Н, и динамическая вязкость,
Па с, при установившемся режиме работы
тяговой передачи;
ёд = 0,06% — концентрация абразивных примесей в смазке,.
% объема;
Л»
ra« 0,002 мм, 9°Л1[га6 = 700 МПа — соответственно средний размер и средний
предел выносливости абразивных частиц;
а = 2,5 — коэффициент, приводящий функцию f (Л) к
величине, равной отношению числа абразив-
тых частиц в смазочном слое к числу микро-
выступов на уровне гА ;
Ф* — нормальная стандартная функция;
vrc. vrx —соответственно скорости скольжения и ка-
чения, определяемые в расчетной точке г
контакта зубьев, мм/с;
?г — приведенный радиус кривизны в точке г, мм.
У прямозубых тяговых передач в качестве расчетной рекомен-
дуется принимать точку начала двухпарного контакта зубьев на
заполюсном участке линии зацепления, а у косозубых передач —
отстоящую от конца рабочего участка линии зацепления на рас-
стояние 0,3m. В первом случае расчетная точка удалена от полю-
са зацепления на расстояние /гп, во втором — их расстояние lrR.
При этом значения vTC1 vTx и рг в расчетных точках можно опре-
делить, как:
vrz = lr +	vric “ Рг2“2’
- р,1	+ Рг2>:
1га = кт - 0,5 db2 (tg а01 - tg »to); lrx - 0,5 <lb (tg «el - tg a,J -0,3 m;
prl = 0,5 sin a,u -r lr; ₽,2 - 0,5 </и2 sin «л> - lr>
где Op <i>2 — угловые скорости ведущего и ведомого зубчатых колес, рад/с:
о>2 = 2000 v/3,6 £>кс, <0j — и<л2.
Среднее значение диаметра колеса DKC составляет 1000 мм для
тепловоза 2ТЭ10Л и 1150 мм для электровоза ВЛ80.
Расчеты по формулам (9.14) рекомендуется вести при модаль-
ных скоростях движения локомотивов mv (см. § 9.3) и уста-
новившихся температурах смазки в редукторах для летнего пе-
риода.
Наблюдения за работой тяговых передач в эксплуатации по-
казали, что интенсивность износа зубьев в летний и зимний пери-
оды примерно одинакова, тогда как в соответствии с расчетами
она зимой должна была бы быть ниже, Несоответствие объяс-
няется тем, что зимой в смазке выше относительное содержание
влаги и, кроме того, при низких температурах смазка временно
до прогрева ее в кожухе теряет смазывающую способность.
Установившаяся температура смазки в кожухах редукторов
тепловозов 2ТЭ10В и электровозов ВЛ80 выше температуры
окружающего воздуха на 40—60 °C и составляет летом 60—80 °C,
зимой — 20—40 °C. В зоне контакта зубьев в расчетных точках
температура смазочного слоя выше и в среднем равна 150°С ле-
том и 120 °C зимой. При этом динамическая вязкость в слое сма-
зок ОСл и ОСЯ (осерненная смазка летняя и зимняя) соответст-
220
венно равна 0,16-Ю-2 Па-с и 0,23-Ю-2 Па-с. В случае примене-
ния 'более вязких смазок, например СТП3, температура в зоне тре-
ния возрастает по сравнению с наблюдающейся при смазке ОС9
примерно на 35°C, ее вязкость в смазочном слое равна 0,26-Ю”2
Па-с.
Пьезокоэффициент вязкости а3 можно в первом приближении
рассматривать как функцию вязкости. По данным [18]
а, = 6,82-10-9(л°,2э.
Так как значения некоторых параметров, входящих в форму-
лы (9.15), найдены по результатам наблюдений за работой тяго-
вых передач в эксплуатации, то методику расчета износа актив-
ных поверхностей зубьев нельзя распространять на любые случаи.
Тем не менее она удовлетворительно отражает основные зависи-
мости износа тяговых передач от их геометрических и кинемати-
ческих параметров, механических свойств материалов сопряжен-
ных поверхностей, качества смазки, уровня динамических нагру-
зок в редукторе и других факторов.
Расчеты для тяговых передач тепловозов и з. п. с. по форму-
лам (9.14) дают удовлетворительную сходимость с результатами
эксплуатационных наблюдений. Несовпадение расчетных и эксп-
луатационных данных для всех приведенных в табл. 9.2 случаев
не превышает 15%. Полученные выражения позволили также
объяснить многие неизвестные ранее закономерности. Характерен
в этом отношении опыт применения улучшенных зубчатых колес
с параметрами //hrc~30 ед. и арить = 530 МПа. Несмотря на
лучшую прирабатываемость этих колес («на =1,5), изнашиваются
они на тепловозах 2ТЭ10Л почти в 2 раза быстрее, чем аналогич-
ные закаленные вследствие недостаточно высокой твердости ра-
бочих поверхностей зубьев (см. рис. 9.6). Попытка снизить ин-
тенсивность износа таких колес, применив предварительное упроч-
нение зубьев обкаткой по всему контуру, не привела к успеху
из-за постоянного самоупрочнения их в эксплуатации под дейст-
вием ударных нагрузок.
Высокая интенсивность износа тяговой передачи, имеющей мо-
дуль m=ll мм, по сравнению с аналогичной передачей при
т=10 мм объясняется существенным увеличением скорости сколь-
жения активных поверхностей зубьев перед началом двухпарного
зацепления. Поэтому при проектировании новой тяговой передачи
необходимо принимать минимальный, способный обеспечить из-
гибную выносливость зубьев модуль.
Несмотря на уменьшение рабочей ширины венца упругого само-
устанавливающегося зубчатого колеса до 125 против 140 мм у
жесткого, его применение в тяговых передачах тепловозов по-
зволило снизить интенсивность износа активных поверхностей
зубьев почти в 2 раза. Расчеты показывают, что снижение ин-
тенсивности износа происходит в результате уменьшения сред-
221
них значений коэффициентов динамики с 2,5 до 1,5 и коэффици-
ентов неравномерности распределения нагрузки по длине зуба с
2,1 до 1,15.
Следующим эффективным мероприятием по снижению интен-
сивности износа зубьев является использование современных сма-
зок в тяговых редукторах. Так, в соответствии с расчетом при-
менение смазки СТП взамен ОС повышает технический ресурс
зубчатых колес при прочих равных условиях примерно в 1,5 ра-
за, что также близко к результатам, полученным в эксплуата-
ции.
Постоянный рост мощности и осевых нагрузок магистральных
локомотивов при неизменных габаритах тяговых передач обуслов-
ливает увеличение силовой и тепловой нагруженности трущихся
поверхностей зубьев, что может привести в некоторых случаях к
разрушению смазочного слоя и возникновению заедания, Послед-
нее сопровождается высоким нагревом зубчатых колес, отпуском
их закаленных поверхностей и последующим интенсивным изна-
шиванием активных поверхностей зубьев. Заедание считается не-
допустимым видом износа зубчатых колес.
Существуют различные мнения о природе заедания. Однако
во всех случаях признается, что заедание возникает при разру-
шении смазочного слоя. Для оценки опасности возникновения за-
едания в тяговых передачах в наибольшей степени применима
методика [18], базирующаяся на оценке предельной толщины
смазочного слоя. Опуская с целью упрощения некоторые мало-
существенные факторы, критерий заедания можно представить в
следующем виде:
WV-!	(9.16>
где ка — коэффициент заедания, определяемый опытным путем; для тяговых
передач он равен 3-Ю7;
— параметр шероховатости, равный среднему квадратичному из средне-
арифметических отклонений Яа1 н Rai рабочих поверхностей зубьсо;
для приработавшихся зубчатых колес Ra=1,41.
Заедание не произойдет при выполнении неравенства (9.16),
которое показывает, что устойчивость тяговой передачи к заеда-
нию растет с увеличением скорости качения цгк, вязкости цн, пье-
зокоэффициента вязкости Оэ смазки, приведенного радиуса кри-
визны рг и уменьшается с ростом скорости скольжения vTC:,
нагрузки Fnvlbv и шероховатости Ra активных поверхностей зубь-
ев. Так как отношение v^k/v^'c не зависит от скорости дви-
жения локомотива, то проверку тяговой передачи на устойчи-
вость против заедания следует производить в случае максималь-
ных нагрузок. Заедание наиболее вероятно при трогании поезда
на крутом подъеме и боксовании локомотива после кратковремен-
ной остановки в условиях, когда смазка в кожухах редукторов не
успела еще остыть. В эксплуатации заедание возникает, как пра-
вило, при недостаточном уровне смазки в кожухе или ее утечке
через трещины или пробоины в днище кожуха редуктора.
222
§ 9.6. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ
Геометрический, прочностный и ресурсный (по износостойко-
сти) расчеты были выполнены для тяговых передач тепловозов
2ТЭ10Л, В, М, электровозов ВЛ80 и электропоездов ЭР22В. Ре-
зультаты расчетов (см. табл. 9.2) показали, что жесткие зубча-
тые передачи тепловозов 2ТЭ10Л и В с модулями 11 и 10 мм не
удовлетворяют условиям контактной и изгибной выносливости,
вследствие чего у них в начальной стадии работы нередко наблю-
дался усталостный износ активных поверхностей зубьев и почти
40% ведомых зубчатых колес браковалось раньше их предельно-
го износа из-за трещин в основании зубьев. Причем интенсив-
ность износа рабочих поверхностей зубьев у жесткой тяговой пе-
редачи с /п=11 мм была примерно в 1,7 раза выше, чем при т =
= 10 мм (см. рис. 9.6). Из формул (9.14) и (9.15) следует, что
причиной повышенной интенсивности износа тяговой передачи с
/п=11 мм послужила существенно возросшая скорость скольже-
ния рабочих поверхностей зубьев по сравнению с аналогичной пе-
редачей, но при т=10 мм.
В случае применения УСЗК, несмотря на уменьшение шири-
ны венца на 15 мм, технический ресурс зубчатых колес увеличил-
ся почти вдвое по сравнению с жесткой тяговой передачей бла-
годаря снижению динамических нагрузок и улучшению прилега-
ния зубьев (см. табл. 9.2 и рис. 9.6), а трещины в основании
зубьев стали появляться крайне редко. Тем не менее целесообраз-
ность уменьшения ширины венца УСЗК на 15 мм — спорное ме-
роприятие, так как экономия металла при этом незначительна,
а условия обеспечения контактной выносливости и самоустановки
венца ухудшаются.
Следует заметить, что расчет зубчатой передачи только на
прочность не позволяет выявить эффективность применения УСЗК
и снижения модуля передачи.
Лишь выполнив расчет на износостойкость, удается более пол-
но оценить влияние различных конструктивных мероприятий на
технический ресурс передачи.
На электровозах ВЛ80 двусторонняя жесткая косозубая тя-
говая передача не обеспечивает длительной контактной выносли-
вости активных поверхностей зубьев в большей степени, чем на
тепловозах, вследствие чего ей свойственны усталостный износ
зубьев. Выкрашивание их рабочих поверхностей приводит к
уменьшению фактической длины контактных линий, ухудшению
условий смазывания трущихся поверхностей, накапливанию плас-
тических деформаций в поверхностном слое, а нередко — и к
обмятию ножек зубьев, что в итоге способствует ухудшению плав-
ности вращения и дальнейшему росту интенсивности износа.
В эксплуатации, как показали наблюдения, значительное число
зубчатых колес бракуется преждевременно из-за прогрессирующего
питингообразования, что никак нельзя признать нормальным яв-
лением.
223
Значение парамел
параметр
Расчетные формулы
2ТЭ1СЛ,
жесткая
2ТЭ1ОВ,
жесткая
Таблица 9.2
Межосевое расстояние
аш, мм
Число зубьев:
шестерни г,
колеса г2
Передаточное число а
Модуль (по СТ СЭВ
310—76) т, мм
Угол наклона зуба (де-
лительный) 0, град
Нормальный исходный
контур (по СТ СЭВ 308—
76):
угол главного про-
филя а, град
коэффициент высоты
головки Ьа
коэффициент ра-
диального зазора с
Коэффициент смещения:
для шестерни х.
для колеса *2
Ширина венца, мм:
шестерни 6t
колеса Ьг
Исходные данные		
	468,8	468,8
-	15	17
—	68	75
—	4,53	4,41
-	11	10
-	0	0
-	20	20
-	0,25	0.25
—	0,8	0,505
—	0,423	0,437
	140	140
	140	140
2ТЭЮВ, упругая	ВЛ80, жесткая	ВЛ80, упругая	ЭР22В, жесткая
468,8	604	604	490
17	21	21	22
75	88	88	75
4,41	4,19	4,19	3,41
10	10	10	10
0	24,62	24,62	0
20	20	20	20
0,25	0,25	0,25	0,25
0,505	0,31846	0,31846	0,45
0,437	0,1	0,1	0,0694
140	2x105	2x105	120
125	2X100	2x100	120
т	Расчет основных геометрических параметров						
— Начальный диаметр, мм: —	шестерни	2 аа1(и+ 1)	169,45	173,2	173,2	232,76	232,76	222,22
колеса	^1“	763,15	763,4	763,4	975,24	975,24	757,78
Делительный диаметр, шестерни d.	ZjOl/COS ₽	165	170	170	231	231	220
колеса <f2	z2»n/cos Р	748	750	750	968	968	750
Делительное межосевое расстояние а, мм	(г, + z2) я/(2 cos?)	456,5	460	460	599,5	599,5	485
Угол профиля вр град	aretg (tg a/cos ?)	20	20	20	21,82	21,82	20
Угол зацепления aZwi град	arccos [(z14-a'2)mcos«</(2 e^cos ₽)]	23,79	22,77	22,77	22,86	22,86	21,55
Коэффициент суммы смещений	x, + x2	1,224	0 942	0,942	0.42	0,42	0,5194
Коэффициент восприни- маемого смещения у	(ao> - a)cos ₽/«	1,1182	0,88	0,88	0,409	0,409	0,5
Коэффициент уравни- тельного смещения Ду	-y	0,1058	0,062	0,062	0,011	0,011	0,0194
Диаметр вершин зубь- ев, мм: шестерни rfal	di + 2(Aa + *! - Ay)m	202,3	198,8	198,8	257,4	257,4	248,612
колеса	d2 +- 2 (ha + x2 — Д v) m	777	777,5	777,5	989,78	989,78	771,0
Диаметр впадин, мм: шестерни d	dx - 2(ha + с-хх)т	155,1	155,1	155,1	212,4	212,4	204,0
колеса d^2	(ha + c - x2)m	729,8	773,74	773,74	945	945	726,4
Высота зуба, мм: шестерни fc.	0.5^-^)	23,6	21,85	21,85	22,5	22,5	22,3
колеса Л2	0,5 <«o2 - /„)	23,6	21,88	21,88	22,4	22,4	22,3
Основной диаметр, мм: шестерни d81	d cos at	155,05	159,75	159,75	199,1	199,1	206,73
колеса tf82	d2 cosae	702,89	704,77	704,77	898,6	898,6	704,77
В	
Параметр	Расчетные формулы
Угол профиля зуба в точке на окружности вер- шин, град: шестерни оо1	arccosdsl/<ial
колеса	arccos<f82/da2
Угол наклона линии вершины зуба, град: шестерни ро1	arctg	tg 0]
колеса ра2	arctg [(dB2!d2) tg 0)
Шаг зацепления рл, мм	к m cos a
Радиус кривизны про- филя в точке на окруж- ности вершины, мм: шестерни ра1	0,5^, sln.al
колеса ра2	0,5 dal sin na!
Радиус кривизны актив- ного профиля зуба в ниж- ней точке, мм: шестерни рр1	a«sinato-₽<J2
колеса р^2	a^sln a<w-pal
Основной угол наклона зубьев ₽в, град Постоянная хорда зуба, мм: шестерни sfl	Расчет постоянной хорды (0,5 к cos* а + Xj sin 2 a) m
колеса	(0,5 я cos’ a + x2 sin 2 a) w
Продолжение табл. 9-2
2ТЭ10Л, жесткая	2ТЭ10В, жестнаа	2ТЭ10В, упругая	ВЛ80, жесткая	ВЛ80, упругая	ЭР22В, жесткая
39,965	36,53	36,53	39,33	39,33	33,75
25,23	24,98	24,98	24,786	24,786	23,92
0	0	0	27,05	27,05	0
0	0	0	25,1	25,1	0
32,47	29,52	29,52	29,52	29,52	29,52
*65	59,17	59,17	81,57	81,57	69,06
165,6	164,17	164,17	207,47	207,47	156,3
23,5	17,27	17,27	27,17	27,17	23,68
124.1	122,27	122,27	153,07	153.07	110.92
0	0	0	23,046	23,046	0
высоты	до посте	янной хо	ды		
20,9	17.1	17,1	15,92	15,92	16,74
18,25	16,68	16,68	14,5	14,5	14,3
Высота до постоянной хорды, им: шестерни пС1 колеса		14,85 11,2	11,3 10,7	11,3 10,7	10,3 8,25	10,3 8,25	11,26 7,9
Угол профиля в точке на окружности диаметра dx = <f 4- 2хт, град:	Расчет длин	общей	ормалн				
шестерни аХ1	arccos —	 г1 + 2х1 cos р	31,88	27,50	27,50	25,39	25,39	24,48
колеса ап Расчетное число зубьев на длине обшей нормали:	Z„ COS а, arccos	i	*	 г2“2Л2СО5^	21,85	21,847	21,847	22,11	22,11	20,29
шестерни глг1	г1ЛИ°х1	2-^tga _ " \COS2₽&	?! — Inv a() + 0,5	3.2	3,1	3,1	4,05	4,05	3,62
колеса гя,2 Длина общей нормали, мм:	Л ftg - 2x2tga _ к \COS2 pj,	z2 — Inv a,) + 0,5	9,6	9,6	9,6	13,36	13,36	8,95
шестерни Wi	[к (?„! -0,5) + 2Xj tg a + + inv aj m cos a	89,5	79,6	79,6	109,5	109,5	107,1
колеса Wa	(?„2-0.5)4-2x2tga + 4- ?2 tnvoj «cos«	322,1	294	294	393,5	393,5	262
Продолжение табл. 9-2
Параметр	Расчетные формулы	Значение параметра для различных локомотивов и зубчатых передач					
		2ТЭ10Л, жесткая	2ТЭЮВ, жесткая	2ТЭ10В, упругая	ВЛ80, жесткая	ВЛ8«, упругая	ЭР22В. жесткая
Радиус кривизны про- филей в точках пересече- ния с общей нормалью, мм: шестерни рш)	0,5 IF, cos 0В	44,75	39,8	39,8	50,36	50,36	53,56
колеса рм2	0,5TF2cosf,	161	147	147	181	181	131
Проверка правильности расчета длины общей нор- мали: для шестерни рр]	₽Д1 < Pud < Pai	уд-	уд-	уд-	уд-	уд-	уд-
для колеса рр2	Рр2 Ри2 Р<12	»	»	»	»	»	»
Расчет геометрических и кинематических параметров,
используемых при расчете на прочность и износостойкость
Расстояние от полюса до расчетной точки г, мм: примозубой 1гп косозубой 1гк	г.т - 0,5 dQ2 (tg aa2-tg a,J 0,5del(tgaol-tg а<ш)-0,Зтг	24,16	15,143	15,143	23,4	23,4	14,261
Радиус кривизны про- филя в точке г, мм: шестерни рг)	0,5dui Sin aZu + /r	58,34	48,66	48,66	68,6	68,6	55,0735
колеса рг2	0,5^2 sinaJu —	130,78	131,54	131,54	166	166	124,91
Приведенный радиус кривизны рг, мм, в точке г	p/l ?Г21(Ь1 + ₽r2>	40,34	35,52	35,52	48,54	48,54	38,22
Угловая скорость, 1/с: шестерни ы.	U «2	136	132,3	132,3	104,75	104,75	141,86
колеса <о2	2000 ^/(3,6 DKC)	30	30	30	25	25	41,6
Скорость скольжения зубьев vTC в точке г, мм/с Скорость качения зубь- ев в точке г, мм/с Коэффициент торцового	/ (ш. 4- и> ) ₽Т2“2 г1 ^аа] + г’218ва2-(г1 + -г2) Ъа1°>	4010,5 4648 1,26 0 1,26 ть и изн 1112 900 384 1140 270 900 293 338,7 1066 440.10’ 740 10’	2457,7 3946,3 1,41 0 1,41 состойко 1060 857,9 384 1140 270 900 339,4 351 1064 810-103 1,3-10®	2457,7 3946,3 1,41 0 1,41 сть 684 628,8 384 1140 236 900 219 225,8 911 1,6-106 2,6-106	3036,15 4150 1,893 1,326 3,219 565,7 574 384 1140 188 557 155,3 158 624 750-10s 950-10’	3036,15 4150 1,893 1,326 3,219 425,8 480 384 1140 188 557 128,6 130,8 573 1,2 .106 1,44-10®	2046,5 4064.6 1,5374 0 1,5374 542 494 384 1140 270 900 188 196 723 152010’ 1875.10s
перекрытия ед Коэффициент осевого перекрытия Коэффициент перекры- тия ет Удельные расчетные на- грузки: Wrt, Н/мм Н/мм Допускаемые расчетные напряжения, МПа: для шестерни а"р1 для колеса ®Нр2 Расчетные напряжения, МПа: для шестерни для колеса для шестерни и ко- леса ан Средний ресурс по из- носу, км: шестерни $Е] колеса SE2 к> к		2 В sin ?/("/«) Е«+®0 Расчет на прочное Формулы (9.11) То же Формулы (9.14) и (9.15) То же						
Так как в тяговой передаче электровозов вследствие габарит-
ных ограничений невозможно увеличить ширину зубчатых колес,
то для дальнейшего повышения технического ресурса передачи
целесообразно также применить упругие косозубые зубчатые ко-
леса (УКЗК), которые не только снижают дополнительные дина-
мические нагрузки в редукторе, но и существенно улучшают ус-
ловия работы электродвигателя.
Однако только применяя УКЗК, не удается полностью обеспе-
чить условия контактной выносливости ведомых зубчатых колес
при твердости рабочих поверхностей зубьев 220 НВ.
Осуществляя контурную закалку ТВЧ зубьев венцов УКЗК,
можно добиться требуемой контактной выносливости рабочих по-
верхностей зубьев и создать значительный запас по их усталост-
ной изгибной прочности, при этом появляется возможность перей-
ти на меньший модуль зацепления т = 8. Расчеты показывают,
что одновременное применение трех перечисленных мероприятий
обеспечит технический ресурс передачи 1,8-106 км, требуемый
ОСТ 24.149.03—83, и позволит повысить в 1,6—2 раза надежность
работы электродвигателей, снизить на 15—17% интенсивность из-
носа бандажей, на 4—5% интенсивность износа рельсов и умень-
шить на 10—15% стоимость изготовления зубчатых колес.
На электропоездах серии ЭР22 тяговая зубчатая передача (см.
табл. 9.2) удовлетворяет условиям изгибной и контактной вынос-
ливости зубьев. Дальнейшее повышение ее технического ресурса
можно осуществить, применяя в осевом редукторе УСЗК. Это не
только улучшит динамику привода в целом, но и обеспечит бо-
лее равномерное прилегание зубьев по длине при перекосах осей
зубчатых колес (перекосы значительны из-за несимметричного
расположения осевых подшипников качения на электропоездах)
Расчеты показали, что технический ресурс зубчатых колес элект-
ропоездов в случае применения УСЗК возрастет не менее чем ь
1,6 раза.
Дальнейшее повышение технического ресурса зубчатых пере
дач возможно при использовании на грузовых магистральных ло-
комотивах тяговых приводов классов II и III. При этом с успе-
хом могут быть применены двухпоточные и многопоточные пла
нетарные зубчатые передачи, которые позволяют существенно сни
зить удельные нагрузки и модуль зацепления, благодаря этом}
можно будет не только уменьшить интенсивность износа рабочие
поверхностей, но и значительно упростить технологию их изго
товления, применяя горячую накатку зубьев с уменьшенным мо
дулем на заготовках зубчатых колес.
ю
РАСЧЕТ ВАЛОПРОВОДОВ И МУФТ
§ 10.1. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ТОРСИОННЫХ ВАЛОВ
ТЯГОВЫХ ПРИВОДОВ
Торсионный вал тягового привода можно рассматривать как
стержень, работающий на кручение, изгиб и растяжение-сжа-
тие. Геометрические размеры вала определяют при расчете его
на статическую прочность и выносливость. Концентраторы напря-
жений слабо влияют на статическую прочность вала и в расче-
тах их обычно не учитывают, Выносливость вала в большой сте-
пени зависит от конструктивного оформления, определяющего
уровень концентрации напряжений изгиба и кручения в отдель-
ных сечениях. Наиболее нагруженным у торсионного вала теплово-
за 2ТЭ121 является участок со стороны напрессованной на не-
го ступицы зубчатой муфты. На этом участке (рис. 10.1) переход
от наибольшего диаметра конуса, равного 90 мм, к диаметру ва-
ла 80 мм осуществлен по поверхности, имеющей радиус 40 мм.
Переходный участок вала отполирован. Тем не менее на нем воз-
никает концентрация напряжений от изгиба, кручения и растяже-
ния-сжатия; коэффициенты концентрации можно определить со-
ответственно по следующим формулам:
(ква)о - (“«Леи + 1/₽от - i)/₽ynP;
( Kw)d ~	+ 1/?тК ~ О/₽улр'
( ко₽)й = (кор^еор + 1/?ор — 1)/?уПр’
где кон, ктК, ^ар — коэффициенты, значения которых, определенные по известной
методике [19], в данном случае соответственно равны 1,2;
1,1 и 1,25;
₽ои> и —коэффициенты, учитывающие влияние качества обработки
поверхности, равные 1;
Рупр — коэффициент, учитывающий влияние типа поверхностного
упрочнения на предел выносливости, равен 1;
евн, е_к, с0-, — коэффициенты, учитывающие влияние абсолютных размеров
поперечного сечения, равные соответственно 0,82, 0,75 и
0,82.
231
По известным изгибающим Л4И, крутящим Мк моментам и про-
дольным силам N могут быть определены номинальные напряже-
ния при изгибе, кручении и растяжении-сжатии:
о = Л1„/1Ги; t =	a — N/F,
где 1ГИ = 0,1 ds, WK = 0,2 d3 — моменты сопротивления сечения вала при изгибе
и кручении;
F — площадь поперечного сечения, в котором опре-
деляются напряжения.
Напряжения от изгиба и растяжения-сжатия обычно склады-
ваются.
При динамических испытаниях тепловоза 2ТЭ121 получены
максимальные нагрузки при боксовании: MHmax = 9,2- 10е Н-мм,
Мк max = 24-106 Н - мм, Рх ma«= 1 • 104Н. В эксплуатации при работе
тепловоза в режиме тяги торсионный вал подвергается действию
динамических изгибающих и крутящих моментов и знакоперемен-
ных осевых усилий, амплитуды которых в диапазоне скоростей
движения от 80 до 100 км/ч достигают следующих значений:
Маи=3,7-106 Н-мм, Л1ак=5- 10б Н-мм, Рох = 6-103 Н. Статические
составляющие в указанном выше диапазоне скоростей движения
могут быть приняты MHm=0, AfKm=2,5-106 Н-мм, Рхт=0-
Расчет торсионного вала на статическую прочность сводится
к определению напряжений от действия максимальных кратко-
временных нагрузок и вычислению запаса прочности по критерию
наступления пластических деформаций. Коэффициент запаса проч-
ности по статическому разрушению при учете всех нагрузок для
Рис. 10.1. Хвостовик торсионного вала с конической посадкой венца зубчатой
муфты тягового привода класса II тепловоза 2ТЭ121
232
валов из высоколегированных сталей пв>2. Условие статической
прочности при совместном действии изгиба и кручения
ЛВ = 9Т /Х0г>2,
- ",/г % + (1 + "./2 %>/И + <>-10'5:
«	г-2	, -2	\0,5
®< ~ (®тах + хтах'
Минимальные значения пределов прочности, текучести и вы-
носливости для образцов диаметром 7—10 мм из сталей
45ХН2МФА-Ш, 18Х2НЧМА, термообработанных, //Нв=255-ь
-4-302ед.при растяжении и кручении соответственно ов= 1100 МПа,
тв=660 МПа, стг = 820 МПа, тт=490 МПа, <j_)=470 МПа,
т-)=270 МПа.
Расчет торсионного вала на выносливость ведут по длительно
действующим переменным нагрузкам. В качестве расчётных при-
нимают обычно наибольшие нагрузки, а эквивалентное число цик-
лов их действия определяется по циклограмме нагружения. Так
как за срок службы торсионного вала число циклов действия ам-
плитудных нагрузок существенно превышает базовое, то эти на-
грузки можно считать длительно действующими. Коэффициенты
долговечности, определяемые точно так же, как и для зубчатых
передач, равны единице (см. § 9.3). При совместном действии из-
гиба и кручения запас прочности по пределу усталости для мало-
пластичных материалов:
пт = пв пх + п\ )0,5;
п. -’_!/(«« )0’а;
лг = х-1 / (к-г )о | za + (Ф? )о тт],
где ( ф? — коэффициент чувствительности к асимметрии цикла, равный в
рассматриваемом случае 0,15.
При зысокой точности определения напряжений и однородно-
сти технологических условий изготовления торсионного вала за-
пас прочности рекомендуется принимать не менее Лт=1,5.
§ 10.2. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ СОЕДИНЕНИЙ С НАТЯГОМ
Конические и цилиндрические соединения с натягом благодаря
простоте конструкции и технологичности изготовления, а также
высокой несущей способности и надежности получили широкое
распространение в тяговых приводах. Конические соединения
предпочтительнее цилиндрических вследствие того, что натяг в
них поддается более точному измерению и регулировке. Кроме
того, в этих соединениях не происходит заметных повреждений
•сопрягаемых поверхностей при неоднократном демонтаже и сбор-
ке. В локомотивостроении широко применяют конусность соедине-
233
ний 1 : 10 и 1 :50; последней свойствен малый перепад диаметров,
и она обеспечивает прочность в осевом направлении, близкую к
прочности при цилиндрической посадке. В тяговом приводе с по-
мощью соединений с натягом формируют наиболее ответствен-
ные узлы: колесную пару, валы якоря электродвигателя и редук-
тора с зубчатыми колесами и ступицами муфт, передаточные ме-
ханизмы и др.
Для обеспечения легкости разборки соединений необходимо
правильно расположить маслораспределительные канавки на ко-
ническом хвостовике вала. Хорошие результаты получаются в
случае применения одной кольцевой канавки, располагаемой обыч-
но в центре соединения, и восьми или двенадцати осевых кана-
вок, не доходящих до торцов соединения на 0,2г длины посадки I
(см. рис. 10.1). Ширина b и глубина h кольцевой и осевых кана-
вок выбираются обычно из соотношений Ьк = (0,054-0,1) I; hK~
= 0,01d; bo=O,5bK>' /io=0,54-0,8 мм. Кромки канавок скругляют
радиусом не менее 0,5 мм.
Для обеспечения функциональной взаимозаменяемости деталей
конических соединений необходимо обеспечить соответствующую
точность углов конуса втулки и вала при их изготовлении. Пре-
дельные отклонения углов конуса в секундах для втулки и вала,
при которых надежно обеспечиваются эксплуатационные показа-
тели соединений [15],
- 4-10‘ Ъг11.
где вР — минимальный расчетный натяг конического соединения, мм;
I — длина соединения, мм.
Допуски в угловой мере нетрудно пересчитать на допуски в
линейных величинах, принимая отклонение угла конуса в 2" рав-
ным отклонению диаметров в оечениях на длине 100 мм в 1 мкм.
Контроль точности изготовления конических поверхностей в про-
цессе механической обработки удобно осуществлять приборами по
методу копирования с образцовых конических мер, для чего изме-
ряют диаметры конусов и втулок микрометрами в двух сечениях
при фиксированном базовом расстоянии. При крупносерийном
производстве не рекомендуется осуществлять контроль точности
изготовления конусов по краске, так как качество измерений в
данном случае существенно зависит от навыков и квалификации
рабочего.
В общем случае соединения с натягом испытывают одновре-
менно прикладываемые крутящий момент МЕ, осевую силу Рх и
изгибающий момент в поперечной плоскости Мн (см. рис. 10.1).
Расчет на прочность соединений с натягом выполняют по макси-
мальным нагрузкам, так как однократная перегрузка может вы-
звать смещение соединяемых деталей и нарушение посадки, Мак-
симальные нагрузки в тяговых приводах возникают, как правило,
при боксовании.
Контактное нажатие, необходимое для одновременной переда-
чи указанных нагрузок, рассчитывают как
234
г, -1(2 «—и’ 'ЛР)! + М“»(л. - МТ'5 
где л — коэффициент запаса прочности, который рекомендуется принимать рав-
ным 1,5;
аж — коэффициент, учитывающий влияние изгибающего момента на проч-
ность посадки:
йи ~ тахИМк тах — 16 ? Ми тах);
d — диаметр соединения;
Р — коэффициент, который при консольном изгибе принимается равным
0,08 и при двустороннем 0,05;
fap, /од — коэффициенты трения в посадке при кручении и осевом сдвиге.
Коэффициенты трения в посадке при кручении и осевом сдви-
ге по данным исследований [15] рекомендуется принимать рав-
ными соответственно 0,24 и 0,29 — для стальных шлифованных
поверхностей; 0,4 — для стальных оксидированных; 0,32 и 0,40—
для хромированных; 0,35 и 0,45 — для электролитически полу-
женных или оцинкованных поверхностей.
Минимальный расчетный натяг соединения для полого вала и
втулки:
!Р - ». л d	;
“1 “ (1 + Р./^Л/П -
<,-(! + W42J/[l -
где ал — коэффициент, учитывающий снижение несущей способности из-за
угловых погрешностей соединения; его рекомендуется принимать
равным 1,2 для конических посадок и 1,0 для цилиндрических;
d, di, d2 — соответственно диаметр соединения, отверстия вала и наружной
втулки;
Ер Е2, (ij, щ — соответственно модули упругости и коэффициенты Пуассона вала
и втулки;
8S — поправка, компенсирующая погрешности осевого натяга, формы
сопрягаемых поверхностей и смятие микронеровностей; для кони-
ческих посадок 5е рекомендуется принимать равной 0,025 мм, а
для цилиндрических — 0,02 мм.
Допуски на отклонения диаметров вала и втулки при их изго-
товлении назначают обычно в системе отверстия. Их выбирают
так, чтобы при самом неблагоприятном сочетании отклонений
обеспечивался минимальный расчетный натяг. При этом макси-
мальный технологический натяг в соединении будет зависеть от
выбранных квалитетов точности:
\ max ~ ®р + Ч max — пЧп + mat,
где &втах’ 5emin’ 5a max~~ отклонение диаметров вала и втулки в заданном се-
чении.
Тогда максимальное контактное нажатие в соединении
235
Приведенные формулы справедливы лишь при условии, что
наибольшие эквивалентные напряжения в охватывающей детали
в момент распрессовки соединения гидропрессом ниже предела
текучести материала втулки дт (с учетом влияния ее абсолютных
размеров), т. е.
% max — (Зт max + °£max ~ max °fimax ) ' Ет ’т-
Зт шах = Рк max <^2 +	— tf2) + (Липах + 5);
°Ятах ”	2 PKmsx,
где Оттах — наибольшие нормальные напряжения на внутренней поверхности
втулки, направленные по касательной к окружности вала, равные-
сумме напряжений от натяга и давления масла в зоне распреде-
лительной канавки; последнее принимается больше максимального
контактного нажатия на 5 МПа;
Сашах — максимальные нормальные напряжения на поверхности втулки,,
направленные по радиусу вала;
Ет — коэффициент, учитывающий абсолютные размеры втулки.
В том случае, когда габаритные ограничения не накладывают
жестких требований на размеры соединения, величины d, di, d% и
I желательно выбрать такими, чтобы расчетный натяг можно бы-
ло обеспечить нагревом, втулки до 160—180 °C. Для нагрева ис-
пользуется простейшее оборудование: масляная ванна с электро-
подогревом.
Пример, рассчитать для тепловоза 2ТЭ121 коническое соединение торсион-
ного вала со ступицей венца зубчатой муфты, имеющего конусность 1:50, ка
которое при боксовании действуют следующие пиковые нагрузки: максимальный
крутящий момент Л4К шах=24-10е Н-мм, максимальный изгибающий момент
Afumax = 9,2-10’ Н-мм, максимальная продольная сила Pt = l-10‘ Н.
Основные размеры соединения d=90 мм, 1=130 мм, di = 0, d2=132 мм
(см. рис. 10.1). Сопряженные поверхности отшлифованы и вал оцинкован. Ми-
нимальное значение предела текучести материала ступицы ог = 850 МПа.
Подставляя исходные данные в приведенные выше формулы, получим:
контактное нажатие в соединении рк = 123 МПа; минимальный технологический
натяг 6=0,197 мм, что соответствует осевому натягу SP=6P-5O=9,85 мм.
С учетом допусков на точность изготовления вала и втулки бттах = 0,26 мм
и St тах=0,26-50=13 мм; максимальное контактное нажатие Рктах =
= 123-0,26/0,197=162 МПа; наибольшие эквивалентные напряжения в ступице
в момент распрессовки соединения гидропрессом Оэшах = 738 МПа.
Условие обеспечения прочности втулки не выполняется, так как 738>
>етот=0,75-850 = 637,5 МПа. Следовательно, соединение спроектировано
неправильно. Необходимо увеличить его диаметр до 100 мм.
§ 10.3. РАСЧЕТ РЕЗИНОМЕТАЛЛИЧЕСКИХ ДЕТАЛЕЙ ТЯГОВЫХ ПЕРЕДАЧ
Общие сведения о резиновых деталях, применяемых в тяго-
вых приводах локомотивов. Резина среди современных полимер-
ных материалов благодаря ряду ценных свойств получила широ-
кое применение в локомотивостроенйи и, в частности, в тяговых
приводах локомотивов. К положительным качествам резиновых
деталей следует отнести способность к восприятию значительных
236
упругих деформаций с высокой удельной энергоемкостью, хоро-
шие звукопоглощающие свойства, высокие показатели надежно-
сти при значительных вибрационных нагрузках, удовлетворитель-
ную химическую стойкость к воздействию агрессивных сред. Все
это сочетается с высокой технологичностью резиновых изделий
простой и сложной формы особенно при массовом производстве.
В то же время резина как конструкционный материал имеет
и некоторые отрицательные качества, к числу которых следует
отнести сравнительно узкий температурный диапазон эксплуата-
ции изделий (от —50 до +00 °C), высокую ползучесть и релакса-
цию при воздействии значительных постоянных нагрузок, зависи-
мость механических свойств от частоты и амплитуды нагружения.
Наибольшее распространение в транспортном машиностроении
получили цилиндрические резинометаллические блоки (РМБ)
(рис. 10.2). Их применяют в шарнирно-поводковых и шарнирно-
кольцевых муфтах, буксовых поводках, упругих самоустанавлива-
ющихся зубчатых колесах (УСЗК) и других узлах. РМБ могут
быть разъемными, если соединение резинового элемента с метал-
лической арматурой выполнено механическим способом, неразъем-
ными, если оно осуществлено с помощью клеев или путем вулка-
низации, и комбинированными, если используются оба способа
Рис. 10.2. Резинометаллический блок
УСЗК тепловозов 2ТЭ10В
Рис. 10.3. Резинсметаллический блок
без наружной металлической арматуры
опытных УСЗК тепловозов 2ТЭ10В
237
соединения. Разъемные РМБ формируют, запрессовывая резино-
вый элемент в кольцевое пространство между внутренней и на-
ружной металлическими втулками и сжимая его в радиальном
направлении на 30—50%. Для предотвращения выползания рези-
ны из металлической арматуры по торцам РМБ обычно предус-
матривают буртики высотой, равной 0,15—0,25 кольцевого зазора
в металлической арматуре. Современные приспособления позволя-
ют устойчиво без повреждения резиновой втулки формировать раз-
борные цилиндрические амортизаторы с буртиками при деформа-
ции резины по толщине кольца на 30%, и в случае приставного
буртика — на 50%.
Величину относительного сжатия резины при запрессовке вы-
бирают с таким расчетом, чтобы в ненагруженной зоне элемента
не происходило отрыва резины от арматуры при максимальных
амплитудах деформаций РМБ.
Сформированные методом запрессовки РМБ обладают значи-
тельно большей удельной энергоемкостью по сравнению с привул-
канизированными неразъемными. Однако через 5—6 лет работы
такие блоки частично теряют несущую способность. Это вызы-
вается тем, что, во-первых, с увеличением срока службы РМБ
вследствие релаксации внутренних напряжений резины уменьша-
ется контактное нажатие ее в металлической арматуре, и, во-
вторых, крайние слои резины, проскальзывая вдоль металлической
арматуры, постепенно изнашиваются. Все это приводит к посте-
пенному снижению жесткости, увеличению относительной дефор-
мации и, как следствие, к потере несущей способности [3, 4].
При отсутствии ограничений на размеры цилиндрического
блока выгоднее применять неразъемную конструкцию с привулка-
низированным к металлической арматуре резиновым элементом.
У такого РМБ не изнашиваются наружные поверхности резиново-
го элемента и при обеспечении прочности соединения резины с
металлом срок его службы составит 10 лет и более.
Металлическую арматуру цилиндрических разъемных и не-
разъемных РМБ с целью исключения износа контактирующих по-
верхностей желательно устанавливать в механизмах по неподвиж-
ным (прессовым) посадкам. В конструкциях, где это требование
выполнить трудно, как, например в УСЗК, неизбежно изнашива-
ются стенки отверстий и наружные металлические втулки РМБ.
Поэтому для таких конструкций созданы цилиндрические блоки
без наружной металлической арматуры (рис. 10.3, а и б). Они
хорошо себя зарекомендовали в УСЗК вагонов метрополитена,
обеспечив пробег более 1 млн. км без каких-либо серьезных пов-
реждений. Резиновые элементы у этих блоков с помощью клея
сЛейконат» привулканизированы к внутренней металлической
втулке. Их вставляют в гнезда с незначительным предваритель-
ным натягом, что упрощает сборку и демонтаж УСЗК. Однако
из-за отсутствия значительного предварительного сжатия резины
при радиальном нагружении блоков в работе участвует в основ-
238
ном одна половина резиновых втулок, что снижает их удельную
энергоемкость и заставляет увеличивать размеры, чтобы получить
такую же несущую способность, как у разъемных РМБ.
Для снижения интенсивности износа упругих элементов в
разъемных и закладных блоках необходимо обеспечить высокую
чистоту обработки сопряженных с резиной металлических поверх-
ностей. Хорошие результаты получаются при натирании рабочих
поверхностей металлической арматуры или закладных отверстий
в УСЗК карандашами из дисульфидмолибдена и последующем
алмазном выглаживании или накатке роликами. Дополнительную
износоустойчивость приобретают упругие элементы, покрытые
тонким слоем «антифрикционного» эластомера.
Резиновые и резинометаллические детали, применяемые на
локомотивах в качестве упругих связей, должны сохранять дли-
тельную работоспособность в условиях контакта с различными
внешними средами, испытывая при этом периодические относи-
тельные деформации, достигающие нередко величины 0,2. Поэтому
очень важно правильно выбрать марку резины в соответствии с
действующими на железнодорожном транспорте техническими
условиями ТУ 38005295—77.
Расчет резинометаллических блоков. Расчет резиновых дета-
лей, применяемых в тяговых приводах локомотивов в качестве
упругих элементов, сводится к получению заданной жесткости ме-
ханизма и обеспечению высокого технического ресурса. Известны
различные методы расчета [8, 24, 40, 41]. Однако все они пред-
полагают неподвижное крепление резины к металлу, В локомо-
тивостроении же применяются преимущественно разъемные и ком-
бинированные РМБ, в которых при радиальном нагружении на-
блюдается проскальзывание поверхности резиновой втулки по
металлической арматуре в продольном и поперечном направлениях,
вследствие чего характеристики жесткости, рассчитанные по обще-
принятым формулам, плохо согласуются с действительными. Для
получения более точных результатов в расчет следует ввести экс-
периментально найденные коэффициенты ап и ад первый из кото-
рых учитывает величину предварительного сжатия резиновой втул-
ки, а второй — состояние соприкасающихся с резиной поверх-
ностей. Тогда для расчета коэффициента статической жесткости
разъемного РМБ (см. рис. 10.2) будет действительна формула
2 [?, + 3(гн+	•	(10'1>
где	G — модуль сдвига резины, МПа;
/р = 1Я или /с — длина резиновой втулки в запрессованном состоянии;
г , гв — соответственно наружный и внутренний радиусы резиновой втул-
ки в арматуре.
Модуль сдвига резины G зависит от ее твердости Н (по ТИР)
и определяется по эмпирической формуле G= (tf/61)2,
239
Коэффициент ап зависит от предварительного относительного
сжатия ef резиновой втулки:
ап =0,5+ 1,6 1р.	(10.2)
Коэффициент ая принимается равным 0,9 для точеных поверх-
ностей металлической арматуры; 0,8 — для шлифованных и 0,7
для шлифованных смазанных. Если одна из втулок привулканизи-
рована к резиновому элементу, то коэффициент для перечислен-
ных выше случаев принимает соответственно следующие значения:
0,95; 0,9 и 0,85.
Формула (10.2) справедлива и для РМБ без наружной метал-
лической арматуры (рис. 10.3, б), устанавливаемых в отверстия
rfH = 90 мм с незначительным сжатием ер = 0,02 ч-0,05, с той лишь
разницей, что расчетная длина /₽ трапециевидных резиновых вту-
лок принимается равной длине их средних линий.
Теоретические и экспериментальные исследования показали,
что динамические характеристики УСЗК улучшаются с увеличе-
нием его податливости [3]. Однако в условиях ограниченных габа-
ритов тяговой передачи невозможно беспредельно снижать жест-
кость упругих элементов, не уменьшая их долговечность, так как
резиновые детали обеспечивают высокий технический ресурс в ус-
ловиях, когда их относительные деформации под действием мак-
симальных нагрузок не превышают 20% при работе элементов на
сжатие и 30% при работе на сдвиг.
Вписывание РМБ в габариты УСЗК тепловоза 2ТЭ10В по-
казало, что в трехблочной конструкции эластичных элементов с
наружной металлической арматурой и без нее толщина резиновых
втулок может быть равна 13 мм; при этом по условию долговеч-
ности обеспечивается прогиб не более 5 мм. Естественно, что этот
прогиб нужно использовать так, чтобы при наиболее часто исполь-
зуемых скоростях движения податливость УСЗК была наиболь-
шей. Это достигается применением кусочно-нелинейной характе-
ристики жесткости (рис, 10.4). Наилучшие результаты по сниже-
нию уровня динамических нагрузок в тяговом редукторе теплово-
за 2ТЭ10В при максимально допустимом повороте венца УСЗК
А тах = 5 мм, измеряемом по касательной к окружности установки
блоков De, получаются в том случае, когда теоретическая характе-
ристика жесткости его имеет вид ломаной abc [3, 36], где точка
b соответствует силе тяги, развиваемой колесной парой при v =
=30 км/ч. а точка с — максимальной нагрузке при боксовании теп-
ловоза. Такая характеристика жесткости обеспечивает работу
УСЗК с малой податливостью при скоростях движения до 30 км/ч
и с большой податливостью при более высоких скоростях, что
позволяет эффективно компенсировать увеличивающиеся с ростом
скорости внешние кинематические воздействия.
Получают такую характеристику жесткости, устанавливая РМБ
двух типов: податливые и упорные. Первые включаются в работу,
когда венец начинает перемещаться относительно ступицы, а вто-
рые, когда перемещение венца по касательной к окружности уста-
240
Рис. 10.4. Характеристики жесткости УСЗК тепловозов 2ТЭ10В и электровозов
ВЛ80, совмещенные с тяговыми характеристиками их приводов
новки РМБ достигнет значения Дх-, равного зазору между от-
верстием венца и валиком упорного элемента.
Для того чтобы реальная статическая характеристика жестко-
сти УСЗК в эксплуатации была близка к оптимальной теорети-
ческой, при проектировании РМБ необходимо учитывать сниже-
ние их жесткости к концу срока службы в среднем на 20%, а
также релаксационные свойства резины.
Эксперименты показали, что при длительном хранении подат-
ливого и упорного блоков без наружной металлической арматуры
в деформированном на 5 и 1 мм состоянии остаточные деформации
их упругих элементов, изготовленных из резины В-14-1, достигают
соответственно Дх-Э =0,5 мм, Дх-У = 0,1 мм. У РМБ с наружной
металлической арматурой остаточные деформации больше: Дхт9 =
= 1,2 мм, Дхту =0,3 мм. С учетом этого реальная характеристика
УСЗК на участках с малой и большой жесткостью в начальный
период его работы должна соответствовать ломаной аа^/ЬцС),
где участки асц и bibs отражают релаксацию резины. При этом
исходные оптимальные коэффициенты жесткости податливых и
упорных РМБ рассчитываются по следующим формулам:
К, = 1,2 Гв Dx/[n, D6 (Алд + Axty - Дх.э)];	(10.3)
241
ку = 1,2 (Fc - FB) DK/[ny D6 (Л, max - Д-*. -	(10.4)
где Fa, Fc — сила тяги, развиваемая колесной парой при и = 30 км/ч и при
боксовании;
DK, De — соответственно диаметр колеса колесной пары и установки РМБ
в УСЗК;
и8, лу — соответственно число эластичных и упорных блоков в УСЗК.
В частности, для УСЗК с РМБ без наружной металлической
арматуры применительно к тепловозам 2ТЭ10В:
к3 = 1,2-34.6-103-1050/(8-575 (4 +0,1 -0,5)] = 2,6-103 Н/мм;
ку = 1,2(88-103 - 36,8-103) 1050/(8-575 (5- 4-0,!)] = 15,6-103 Н/мм.
Далее с помощью формулы (10.1) подбирают резину так, чтобы
при среднем значении ее твердости и выбранных размерах РМБ'
получить близкие к найденным значениям коэффициенты жестко-
сти, Так, для РМБ без наружной металлической арматуры с
упругими элементами из резины марки 7-В-14-1, средняя твердость
которой равна 80 ед., будем иметь:
для податливого — G = 1,72 МПа; г„ = 45 мм; гв = 32 мм; £х=
= 30 мм; £с=43 мм; сп=0,562; сЛ = 0,9; кк=2620 Н/мм; кс =
= 5340 Н/мм; 2 кк ~ «с;	= 2645 Н/мм;
для упорного— G = 1,72 МПа; гк=45 мм; гв=37 мм; ZK =
=30 мм; с„ =0,53; ср = 0,9; Kt = 7610 Н/мм; ку — 2кк = 15.220 Н/мм-
Как видим, коэффициенты жесткости податливого и упорного
РМБ без наружной металлической арматуры близки к оптималь-
ным, найденным по выражениям (10.3), (10.4). Следовательно,
_______ _ у* _	____
Рис. 10.5. Резинометаллнческий блок
УСЗК электровоза ВЛ80
конструкцию этих блоков мож-
но признать удовлетворитель-
ной.
В габаритах ведомых зубча-
тых колес двусторонней тяговой
передачи электровозов ВЛ80 уда-
лось разместить закладные РМБ,
работающие на сжатие (рис.
10.5). Их устанавливают в гнез-
да 2 с некоторым сжатием, уси-
лие которого, приведенное кточ-
ке контакта колеса с рельсом,
равно Fat. Резиновые элементы 1
этих блоков по условию их дол-
говечности способны обеспечить
прогиб Дх-t max = 10,2 мм (изме-
ряется по касательной к окруж-
ности установки РМБ).
Так как характеристика каса-
тельной силы тяги колесно-мо-
торного блока электровоза ВЛ80
более пологая, чем аналогичная
242
характеристика тепловоза (см. рис. 10.4), то для надежного от-
ключения упорных блоков на наиболее ходовых скоростях дви-
жения суммарная характеристика жесткости двух ведомых упру-
гих косозубых зубчатых колес (УКЗК) должна обеспечивать уси-
лие при прогибе эластичных блоков Дхт9 =10 мм не менее пре-
дельного по сцеплению колесной пары с рельсами при трогании
поезда с места. С учетом релаксации резины, снижающей усилие
сжатия блоков с Fa3 до Гвэь и постепенной потери жесткости элас-
тичными элементами в эксплуатации на 20%, что учитывается
увеличением конечного усилия с Ft,-, до Гьэь реальная суммарная
статическая характеристика жесткости двух УКЗК в начальный
период их работы должна иметь вид ломаной a^b^c3t. Для того
чтобы к концу срока службы усилие сжатия РМБ не снизилось до
нуля, нужно обеспечить равенство Fasi=l,l (F&m—F^). С учетом
отмеченных выше факторов искомый коэффициент жесткости од-
ного податливого элемента
кээ = ®кэ Ра}1)!(пзз
где Dt3 — диаметры колеса колесной пары и установки РМБ в УКЗК
электровозов;
Пээ — число податливых элементов в двух УКЗК.
Подставляя в это выражение исходные данные, получим
«„=1250 (92000—17000)/780-18-10«670 Н/мм.
Найденное значение коэффициента жесткости обеспечивают,
выбирая
зинового
марку резины и поперечные геометрические размеры ре-
элемента, пользуясь выражением
= 670 ------— I +
— поперечные размеры прямоугольного сечения резинового элемента;
— средняя высота элемента в свободном состоянии.
где х, у ср
Лер
Это условие удовлетворительно обеспечивается при х=68 мм,
z/cp=75 мм, ftcp=74 мм и G=l,3 МПа, что соответствует резине
марки 7-В-14 с минимальной твердостью 70 ед. по ТИР.
Упорные элементы электровозных УКЗК выполнены из тексто-
лита. Их прогиб при пиковых нагрузках не превышает 0,2 мм,
благодаря чему они надежно предотвращают недопустимые для
резиновых элементов деформации.
Расчет резиновых элементов шарнирно-поводковых муфт. При
проектировании таких элементов обычно стремятся получить за-
данный гамма-процентный технический ресурс резиновых элемен-
тов и одновременно обеспечить приемлемый уровень усилий, дей-
ствующих на соединяемые муфтой валы при заданном значении
их относительных перемещений, Указанные цели предъявляют к
резиновым элементам противоположные требования. При этом
значение коэффициента крутильной жесткости муфты принимают
243
такое, которое получается при выполнении первых двух требова-
ний. Тем не менее, выбор оптимальных размеров резиновых эле-
ментов и в этих условиях достаточно сложен и в данной книге не
рассматривается. Здесь приведен лишь поверочный расчет, позво-
ляющий проверить прочность резиновых элементов и получить,
значения коэффициентов жесткости шарнирно-поводковой муфты
в приводе класса II тепловоза 2ТЭ121 по интересующим нас коор-
динатам.
Резиновые элементы поводка (рис. 10.6) этой муфты восприни-
мают нагрузки от передачи вращающего момента и центробеж-
ных сил поводков, а также компенсируют перемещения поводка
относительно внутренней втулки при коаксиальном его повороте
на угол an(ZL поперечно-угловом повороте на угол рп(7) и осевом
сдвиге на расстояние уп(7). Перемещения an(7), рп(О и yn(t) функ-
ционально связаны с радиальным Дф(7), осевым y$(t) и попереч-
но-угловым уф(7) относительными смещениями фланцев муфты в
системе привода выражениями:
% (О = |arccos |	+ £* - [ + Дф(Г)]2|/ (2 гм ^п) -
- arccos Ln/(2 rK) sinwMf;	(10.5)
₽п(О=([Уф(О + ^7ф(О]/2-2уп
yn(Z)=2Pn(O(KB/(£n«y)],	(10.6)
где гм — радиус УШПМ, равный 290 мм;
—длина поводка по центрам РМБ;
Хр, ку — коэффициенты жесткости резиновых элементов соответственно при по-
перечно-угловом повороте и осевом сдвиге поводка, Н-мм/рад и Н/мм;
— угловая скорость вращения муфты, 1/с.
Как видно из выражения (10.5), коаксиальный угол поворота
поводка a.n(t) колеблется с частотой вращения муфты, а поперечно
угловой поворот рп(О и осевой сдвиг yn(t) поводка (рис. 10.7)
связаны коэффициентами жесткости резинового элемента по на-
правлению этих перемещений.
Радиальное Д*(7), осевое y$(t) и поперечно-угловое уф(() от-
носительные перемещения фланцев муфты представляют собой
случайные процессы. Абсолютные максимумы этих процессов в
эксплуатации, как показали динамические испытания тепловоза
2ТЭ121-003, могут достигать соответственно ±15 мм, ±26 мм и
±0,003 рад вместо ожидаемых ±12 мм, ±15 мм, ±0,003 рад. Сле-
довательно, абсолютные максимумы относительных перемещений
поводка будут:
аптах = 0,0465 рад;
₽птах = (13,5-2 уптах)/170 рад;
Уптах = 2 0птах[*й /(£пку)1 мм'
Без учета поперечно-углового поворота фланцев получим:
₽; = (13-2 у*)/170 рад; = 2	[*3 /(£п«у)] мм.
244
Рис. 10.7. Схема деформации рези-
новых элементов при поперечно-уг-
ловом перекосе поводка
Рис. 10.6. Устройство поводка с рези-
новыми элементами в шарнирах УШПМ
тепловоза 2ТЭ121
Абсолютный максимум динамического вращающего момента
на ведущем фланце муфты Af$,max при боксовании тепловоза
2ТЭ121 может достигать 24-106 Н-мм. При этом наибольшая ра-
диальная нагрузка, воспринимаемая резиновым элементом УШПМ,
будет
F- <1'3) i - (Л„/2)!|« -
= (24-106/3)/[2902 - (170/2)3]°’5 = 28 900 Н.
Усилие от инерционных сил поводков, действующих на резино-
вые элементы муфты, можно рассчитать по формуле, Н:
^/юоо,
где Ш|И=0,55 кг — масса поводка, приведенная к одному шарниру.
При максимальной допустимой частоте вращения муфты
Лмшах = 2000 об/мин инерционная нагрузка на резиновом элементе:
Flimax - т1п (™мтак/30)2 (гм/1000) = 0,55(п-2000/30)2 (290/1000) = 6996,5 Н.
Как видим, Ри тах значительно меньше FP та». Так как боксо-
вание локомотива происходит преимущественно при трогании по-
езда с места или при низкой скорости его движения, инерционные
силы практически не увеличивают максимальную нагрузку Fpmax
в шарнирах.
24S
Резинометаллические блоки УШПМ формируют методом за-
прессовки резиновых элементов с относительным сжатием еР=0,53.
Последние изготовляют из морозостойкой резины марки 6659 с
минимальной твердостью 70 ед. Коэффициент радиальной жест-
кости кР такого РМБ, рассчитанный по формуле (10.1), равен
18 800 Н/мм. Зная кр, легко определить коэффициент крутильной
жесткости УШПМ кги, а также максимальную абсолютную Дртах
и относительную бршах деформации резинового элемента при бок-
совании:
«?м = 3-«р г* /4’= 3-18'800-2902/4 -1.067 1010 Н-.мм/рад;
Дртах - '’ртах/Кр - 28 900/18 800 = 1,54 нм;
«ртах - Лрт»/('-н - г.) -1,54/(37,5 - 29) =0,181.
Важно выяснить, какова вероятность совмещения радиальной
силовой деформации РМБ при боксовании локомотива с кинема-
тическими деформациями резинового элемента. Динамические ис-
пытания тепловоза 2ТЭ121-003 показали, что при боксовании при
нулевой и малой скорости движения поезда осевое y$(t) и попе-
речно-угловое уф(!) смещения фланцев УШПМ малы и их прак-
тически можно не учитывать, а радиальное смещение фланцев
Дф(1) может достигать максимума. При этом тангенциальная де-
формация резинового элемента при повороте поводка относитель-
но внутреннего валика на угол ап шах=0,0465 рад:
Е™ах = “птах'-11/(гн-<в-Др) =0,0465-37,5/(37,5-29-1,54) =0,178.
Из результатов расчетов следует, что при боксовании относи-
тельные радиальная и тангенциальная деформации резинового
элемента не превышают допустимых значений.
Осевое y$(t) и поперечно-угловое чф(1) относительные переме-
щения фланцев достигают абсолютных максимумов при движении
тепловоза в кривой радиусом 300 м со скоростью 70 км/ч. Суммар-
ный (динамический и рабочий) вращающий момент на ведущем
фланце муфты Мф в этих условиях может достигать 7-Ю5 Н мм.
Для определения относительных деформаций резиновых элементов
УШПМ в этом случае необходимо предварительно найти коэффи-
циенты жесткости к |=и ку. Необходимо также знать коэффициент
коаксиальной жесткости шарнира к¥. Линеаризованные значения
этих коэффициентов для значительных деформаций резинового
элемента при поперечно-угловом повороте, осевом сдвиге и коак-
сиальном кручении поводка с удовлетворительной точностью мож-
но рассчитать по выражениям:
г! /{1 +2[2 г-/(' +2 г’‘ -2 гв)]3);
«у = 2 пО//[1п(гн/гв));
=4 nGlr2 г2;(г-я — гв).
.246
Подставляя значения и в выражение для к$, получим:
к9 = 1,5-10® Н-мм/рад; ку==1820 Н/мм; кт, = 2,02-10б Н-мм/рад..
Далее по формулам (10.6) можно определить ргтах = 0,0712 рад»
й = 0,0686 рад, Уптах = 0,690 ММ, Уп =0,665 мм.
Тогда
F, (v - 70) - Мф (о - 70)/3 (rj - <L„/2)T'S -
= 7-Юб/3(2902(170/2)2}0,5 =8416 Н;
Др (V =70) . Лр (v = 70)/кр = 8416/1880 = 0,448 мм.
Деформации сжатия резинового элемента под действием ра-
диальной силы, создаваемой вращающим моментом муфты, и по-
перечно-углового поворота поводка будут складываться на одном
из его торцов, при этом суммарная абсолютная и относительная
деформации соответственно имеют следующие значения:
дс (v-=70) = Др (t> = 70) + Зптах 1/2 = 0,448 + 0,0712.56/2 = 2,4 мм;
\ (v = 70) = Дс (v = 70)/(гк — <"в) = 2,4/(37,5—29)'= 0,28.
Таким образом, суммарная относительная деформация нес-
колько превышает рекомендуемое значение 0,2. Однако это не-
приводит к резкому снижению долговечности резинового элемен-
та, так как повышенная деформация распространяется лишь на
небольшой объем резины, расположенной у торца РМБ, и, кроме
того, длительность работы муфты в этом режиме несоизмеримо
мала по сравнению с общим временем ее работы в эксплуатации.
Зная коэффициенты жесткости РМБ УШПМ по направлению
выбранных координат и абсолютные максимумы перемещений по-
водков в эксплуатации, можно определить наибольшие реакции от
упругих сил резиновых элементов, действующих на ведущий и ве-
домый валы привода, а также коэффициенты жесткости муфты в-
целом при радиальном, осевом и поперечно-угловом смещениях,
ее фланцев:
Лтах = 1,5 к,	= 1,5-2,02-108-0,0465/170 = 829-Н;
fymax = 3 куУп - 3.1820 0,665 = 3631 Н;
Л1тт„-2 х9 (0птах-^) =2-1,5-Ю6 (0,0712 -0,0686) =7920. Н-мм;
кгм ~ ^гтахМфтах ~ 829/15 = 55,3 Н/мм;
- ^тах/Уфтах - 3631 /26 - 139,8 Н/ММ;
«1М - max /Тфтах = 7920/0,003 = 2,64- 10б Н-мм/рад.
Расчетные данные удовлетворительно сходятся с результатами»,
полученными при статической тарировке натурного образца.
УШПМ.
247-
Характеристики УШПМ мож-
но существенно улучшить, при-
менив сдвоенный резинометалли-
ческий шарнир (рис. 10.8), в ко-
тором благодаря промежуточной
металлической втулке два инди-
видуальных блока работают по-
следовательно. В сдвоенном шар-
нире, как и в одинарном, резино-
Рис. 10.8. Сдвоенный резинометалли- вые элементы запрессованы в ме-
ческий шарнир УШПМ	таллическую арматуру с относи-
тельным сжатием 53%. Для
расчета характеристик УШПМ со сдвоенными РМБ пригодны все
приведенные выше формулы. Вычисления показали, что макси-
мальная возможная относительная деформация резиновых эле-
ментов у сдвоенного шарнира снижается до 0,2, а реакции муфты
frmax, Рутах и Fymax уменьшаются на 25%. Сдвоенный шарнир
рекомендуется применять в УШПМ, предназначенных для работы
в тяговых приводах класса II, поскольку такая муфта должна
компенсировать значительные осевые перемещения ведомого
фланца относительно ведущего.
§ 10.4. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА И ПРОЕКТИРОВАНИЯ
РЕЗИНОКОРДНЫХ МУФТ
Отличительной особенностью этих муфт является зависимость
упругих и демпфирующих характеристик от передаваемого мо-
мента Мя(1), частоты вращения п и температуры оболочки tK.
В связи с этим, помимо выбора размера муфты по передаваемому
моменту, необходимо проверить ее на нагрев оболочки, прочность
крепления бортовых частей, возникающую при вращении акси-
альную силу.
При расчете муфт с торообразным резинокордным элементом
исходным является максимальный вращающий момент. Он не
должен превышать 75% допустимого по потере устойчивости обо-
лочки. Потеря устойчивости резинокордных оболочек муфт
580X130 и 520X150 наступает соответственно при моментах, пре-
вышающих 1,2-101 и I,l  10“ Н м [46]. Максимальный вращаю-
щий момент при боксовании электросекций не превышает
0,8-Ю4 Нм, т. е. первое основное условие при выборе торообраз-
ных муфт соблюдено.
Вторым важным условием является обеспечение условий, по-
зволяющих не допустить нагрева резинокордной оболочки под
действием динамического момента Мд(7), а также радиальных
&4(t) и угловых y(t) смещений соединяемых валов выше 75°С.
Условия по допустимому нагреву муфт 580X130 и 520X150 при
температуре окружающего воздуха /«35 °C обеспечиваются соот-
ветственно в случае выполнения следующих неравенств:
24В
[М I мл(1) [ М (Ув) 4- 2 пМ | Д, (f) | +9 пМ | t (t) | ] (1 + 2 п-10“*)^.2,5 10‘’ ;
[1,1 М | Мл(1) | М (JK)+\,5nM | Д, (/) | +3 пМ | -f(t) | ] х
X (1 + 2 л10“4)С2,5-10\
где М [ Л4Д (7) I ,Л4 | Дг (f) | , М 1у (t) I — математические ожидания модулей слу-
чайных процессов динамического вращающего момента, Н-м, относи-
тельно радиальных, мм, и поперечно-угловых, град, перемещений
соединяемых валов;
М (/я) — математическое ожидание частоты колебаний, Гц;
/1 — частота вращения муфты, об/мин.
Амплитудные значения входящих в эти неравенства величин
легко определить, приравнивая нулю два других слагаемых в
квадратных скобках. Так, например, при «=2000 об/мин муфта
580x130 допускает радиальное смещение валов не более 4,5 мм,
а муфта 520X150 — не более 6 мм.
Расчеты показали, что наибольшую нагрузку фланцевые зажи-
мы испытывают при боксовании электросекции. В этот момент
центробежные силы и упругие реакции в зажимах от радиальных
и угловых смещений малы и ими можно пренебречь. Эксперимен-
тально установлено, что прочность соединения будет обеспечена,
если момент силы трения в зажиме Мф превышает максимальный
момент при боксовании Л4я™ах в 1,5 раза. Исходя из этого усло-
вия величину деформации бортиков A/te и суммарное усилие за-
тяжки белтов фланцев Рс можно определить как
О	», О'1., <й. - й.) fl + 0.3 (d, - dj‘l/,1 )},
где фо = 0,3 — коэффициент трения резины о металлическую арматуру;
О —модуль сдвига резины оболочки;
Лб — толщина бортика резинокордной оболочки в свободном состоянии
в наиболее тонком месте,
da, dB, d.:p — соответственно наружный, внутренний и средний диаметры бортика
в металлической арматуре;
аэ — коэффициент, учитывающий влияние заполнения кордом и банда-
жом бортиков оболочки на их жесткость, который определяется
экспериментально, и для муфт 580x130 и 520x150 он равен 5.
В процессе сборки муфты необходимо осуществлять контроль
за силой затяжки болтов с помощью динамометрического ключа,
при этом относительная деформация бортиков резинокордной обо-
лочки не должна превышать 25% номинальной их толщины в
свободном состоянии.
Торообразные резинокордные муфты в свободном состоянии
(Л4я=0, я=0) при нормальной температуре (18—22) °C имеют
следующие коэффициенты коаксиальной кю, радиальной кг, осе-
вой ку и поперечно-угловой ку жесткости [46]:
для муфты 580x130 —лт, = (7-1-9) 104 Н-м/рад; кг — (1,3-?1,5)х
X 10- Н/мм; ягу = (1,64-2,0) 10- Н/мм; = (8-1-10) 10э Н-м/рад;
24?
для муфты 520x150 — ки =(6,54-8) 104Н-м/рад; кг =(2,34-2,7)Х
:Х102 Н/мм; ку = (1,44-1,8)102 Н/мм; кг =(2,84-3,2) I03 Н-м/рад.
Удельное трение в муфтах составляет 0,13—0,2.
Приведенные значения параметров крайне нестабильны. При
увеличении температуры оболочек до +65 ФС коэффициенты их
-статической жесткости снижаются примерно в 2,5 раза, а при ох-
лаждении до —35 °C увеличиваются в 2 раза. Зависят они также
и от передаваемого вращающего момента ЛГЯ, и от частоты вра-
щения п муфты. Эту зависимость можно выразить следующими
приближенными формулами:
для муфты 580X130
к (М, л) я к (ЛТ = 0, л = 0) (1 +0,95-10“4 Мя + 0,52- 1(Г® л2);
для муфты 520X150
к(М, п) « к(М =0, л = 0)(1 + 0,3-10"1 Л1Я + 0,35-Ю-6л2),
где к(Л4=0, л=0) — значение коэффициента жесткости при свободном состо-
янии муфты.
Кроме того, характеристики жесткости торообразных муфт
зависят от частоты и амплитуды действующих нагрузок. Коэффи-
циент ужесточения к» можно приближенно определить из эмпири-
ческого выражения:
Кж = 2,2 Ло,1/(1,2 + В),
где А =;103/[103 + М I Л4Д(О | ]; В = ехр [-0,17 Л0-5 М (/„)).
Существенным недостатком муфт с торообразными оболочка-
ми являются аксиальные силы, возникающие под действием крутя-
щего момента и центробежных сил. Аксиальные силы стремятся
раздвинуть фланцы муфты, а при вращении — сдвинуть их. Сум-
марные аксиальные силы для муфт 580X130 и 520X150 рассчиты-
вают соответственно по эмпирическим формулам, Н;
л) = 0,57 Мя -0,22- 10-э л2;
В2у(М, п) = 0,25 44,-0,45-10-4 л2.
Как видим, муфта 520x150 с кордным поясом позволяет в
4—5 раз снизить аксиальные силы по сравнению с муфтой 580Х
XI30.
Технический ресурс их непостоянен и колеблется в пределах
от 500 тыс. до 1 млн. км пробега.
параметры
2с=608 мм; 26=140 мм;
2е=224 мм; rf3=570 мм;
п=262 мм; /=s=192 мм;
7=45’; Xi=X3=71800 мы2;
1г=44923мм»; А,=28793ммг;
^,=624 мм
2<г=442 мм; 6=251 мм;
2е=191 мм; <Л=624 мм
2е=191 мм; 2<1=36715 мы;
6=252 мм; 4=17,82’;
7=53,91’; £=0,11431;
?л=21;	</1=624 мм
2е=191 м; а=285 мм;
4/1=624 мм
nPHJlO/KFHHF.
Формулы для определения максимальных углов	Числовые значения максимальных углов	Изменения углов откоси, только углоа муфты Альстом
3 е1 я	% >»|в n|<3	- 5* .. 1 ~h"lc’"|s I t t « - “|« Ч4 s 11 11 f * I ? i 1	g fl- II II i g й “ Ес*	-
4- di --is i •ф : 11	II	N IS К	-	1 E	E	и -	”•	e ax	и	ф	Pi,2max = 9,8582е; “l,2max ” 5,1853°; втах- 0,8263 craax = 0,2346°	Д0 = 13,4%; Д6=29,4%; Да=-41,3% ; Дд==—63,2%;
₽!,2max ~	cos 1 (Slnj+cos 2-( sin 3y); a al,2max — 9 + 86~^1'' 0max = у ?4cos’(<f-7)-cos’('p + 7)cos2T]	e,	ф	Й -TO 3	В X	и	э Э fl II ё s S ° В II to gj о CT> co	g	co ’ '8	§	Д₽—21%; де—п.2%; Да=—25,8%; д8=_53,3%;
Э в b|N »I *	^l,2max e al,2max ~ = 8,0415°; 0=0; e=0	др,	7,5%; Да—8,9;
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Амелина А. А. Устройство и ремонт вагонных букс с роликовыми под-
шипниками. 4-е изд., перераб. н доп. М.: Транспорт, 1975. 288 с.
2.	Артоболевский И. И. Теория механизмов. 2-е изд. М.: Наука, 1967.
719 с.
3.	Беляев А. И., Иванов В. Н. Оптимальное проектирование упругих
самоустанавливающихся зубчатых колес. — Тр. МИИТ, 1976, вып. 545, с. 53—69.
4.	Беляев А. И., Кононов В. Е. Применение резинометаллических шар-
ниров в тяговой передаче тепловозов. — Тр. ВЗИИТ 1971, вып. 51, с. 4—8.
5.	Беляев А. И., Иванов В. В., Кононов В. Е. Снижение концентра-
ции напряжений в зубьях прямозубых консольных передач. — Вестник
ВНИИЖТ, 1970, № 7, с. 13—16.
6.	Биндер Н. Я. Тяговые приводы подвижного состава за рубежом. —
Транспортное машиностроение (НИИинформтяжмаш), 1975, № 8, 23 с.
7.	Бирюков И. В., Бурчак Г. П., Львов Н. В. Пространственные
колебания полого карданного вала в тяговых приводах системы Жакмен. — Тр.
МИИТ, 1974, вып. 470, с. 10—15.
8.	Бидерман В. Л. Вопросы расчета резиновых деталей. — В сб.:
Расчеты на прочность/Под ред. С. Д. Пономарева. М.: Машгиз, 1959, вып. 3,
с. 27—33.
9.	Бирюков И. В. Динамика и прочность привода— Тр. МИИТ, 1960,
вып. 121, с. 98—121.
10.	Бирюков И. В. Гироскопические явления в тяговом приводе элек-
тропоезда ЭР1. — Тр. МИИТ, 1961, вып. 135, с. 66—78.
11.	Бирюков И. В. Прогнозирование динамических свойств тяговых при-
водов электрического подвижного состава. Автореферат диссертации на соиска-
ние ученой степени доктора технических наук. М.: 1974, 42 с.
12.	Бирюков И. В., Рыбников Е. К. Методика исследования динамики
тяговых приводов электроподвижного состава при сложном спектре возмуще-
ния — Тр. МИИТ, 1971, вып. 374, с. 3—35.
13.	Брауч Э. А., Гришко В. А., Саблин А. М. Опыт продольной мо-
дификации зубьев тяговых передач электропоездов. — Вестник машиностроения,
1981, № 3, с. 46—49.
14.	Германов А. Н., Каменев Н. Н„ Азаренко В. А. Моторно-осе-
вые подшипники с принудительной системой смазки. — Вестник ВНИИЖТ.
1981, № 2, с. 28-31.
15.	Гречищев Е. С., Ильяшенко А. А. Соединение с натягом. М.:
Машиностроение, 1981, 240 с.
16.	Г юг А. Индивидуальный привод на электровозах и моторных вагонах
различных железных дорог. М.: Трансжелдориздат, 1936- 160 с.
17.	Дроздов IO. Н., Туманишвили Г. И. Толщина смазочного слоя.—
Вестник машиностроения, 1978, Хе 2, с. 8—10.
252
18.	Дроздов Ю. Н„ Туманишвили Г. И. Расчет толщины смазочного
слоя при качении со скольжением тел. Тезисы докл. конференции «Повышение
износостойкости и срока службы машин. Вып. 1. Киев 1977, с. 12—14
19.	Зубчатые передачи. Справочннк/Е. Г. Гинзбург, Н. Ф. Голованов,
Н. Б. Фирун, Н. Т. Халебский; Под ред. Е. Г. Гинзбурга. 2-е изд., перераб. и
доп. Л.: Машиностроение, 1980. 415 с.
20.	Иванов В. Н., Смирнов В. Е. Определение характеристик надежно,
сти колесно-моторных блоков тепловозов с различными типами подвешивания
тяговых двигателей. — Тр. МИИТ, 1972, вып. 415, с. 37—49.
21.	Исследование смазок для тяговых редукторов локомотивов /В. А. Ка-
раченкова, В. А. Канунникова, В. С. Белоус н др. — Тр. ВНИИЖТ, 1979, вып.
607, с. 69—81.
22.	Калихович В. Н. Тяговые приводы локомотивов (Устройство, об-
служивание, ремонт). М.: Транспорт, 1983. 111 с.
23.	Крагельский И. В., Добычин М. Н., Камбалов В. С. Основы
расчетов на трение и износ. М.г Машиностроение, 1977. 526 с.
24.	Лавендел Э. Э. Расчет резинометаллических изделий. М.: Машино-
строение, 1976. 232 с.
25.	Марков А. Л. Измерение зубчатых колес. Л.: Машиностроение, 1977.
279 с.
26.	Медель В. Б. Подвижной состав электрических железных дорог. Кон-
струкция и динамика. 4-е изд. перераб. н доп. М.г Транспорт, 1974, 232 с.
27.	М и и о в Д. К. Механическая часть электрического подвижного состава.
М.—Л,: Госэнергоиздат, 1959. 383 с.
28.	М и н о в Д. К. Повышение тяговых свойств электровозов и тепловозов
с электрической передачей. М.; Транспорт, 1965. 266 с.
29.	Михайлов Г. И. Определение нагрузок и положения силовых осей
уравнительного устройства в -двухпоточной зубчатой передаче. — Тр. ВЫЙТИ,
1979, вып. 49, с. 132—139.
30.	Павленко А. П. Об учете электромагнитных переходных процессов
в электродвигателе при исследовании динамики тяговых приводов локомоти-
вов. — Вестник ВНИИЖТ, 1975, № 5, с. 21—26.
31.	Павленко А. П., Голубев В. Б. Особенности фрикционных авто-
колебаний в мономоторном тяговом приводе локомотивов.—Вестник ВНИИЖТ,
1977, № 5, с. 18—22.
32.	Павленко А. П., Берко А. М. Динамические процессы в автомати-
зированном тяговом приводе постоянного тока с упругими связями и фрикци-
онными парами. — Тр. ЧПИ, 1968, вып. 219, с. 77—83.
33.	Пезевозчиков С. Н. Кинематический анализ шарнирной муфты ти-
па Альстом.' — Тр. ЛИИЖТ, 1964. вып. 217, с. 28—32.
34.	Перепелкин В. Н. Механизм для передачи крутящего момента от
полого вала тягового электродвигателя на ось колесной пары локомотива. Ав-
торское свидетельство № 446441. Бюллетень «Открытия, изобретения, промыш-
ленные образцы, товарные знаки», 1974, Xs 38, с. 42.
35.	Передачи мощности тепловозов/А. Д. Степанов, В. А. Васильев,
Б. Г. Кузнецов и /цр. М.: Машиностроение, 1967, 476 с.
36.	Повышение надежности экипажной части тепловозов/А. И. Беляев,
Б. Б. Бунин и др.; Под ред. Л. К. Добрынина. М.: Транспорт, 1984, 447 с.
37.	Подвижной состав электрических железных дорог. Тяговые электриче-
ские машины и трансформаторы/Д. Д. Захарченко, Н. А. Ротанов, Е. В. Гор-
чаков, П. Н. Шляхто. 3-е изд. М.; Транспорт, 1968. 296 с.
38.	Подшипники качения. Справочник/P. Д. Бейзельман, Б. В. Цыпкин,
Л. Я. Перель, 6-е изд., М.: Машиностроение, 1975. 572 с.
39.	Поляков В. С., Барбаш И. Д., Ряховский О. А. Справочник
по муфтам. Л.: Машиностроение, 1979. 343 с.
40.	Потураев В. Н. Резиновые и резинометаллические детали машин.
М.: Машиностроение, 1966. 229 с.
41.	Потураев В. Н., Дырда В. И. Резиновые детали машин. М.: Ма-
шиностроение, 1977. 216 с.
253
42.	Проектирование тяговых электрических машин/Г. В. Василенко,
В. И. Бочаров, М. А. Козорезов, М. Д. Находкин. Под ред. М. Д. Находкина.
М.: Транспорт, 1976. 624 с.
43.	Прочность и надежность механического привода /В. Н. Кудрявцев,
В. И. Егоров, С. Н. Ким и др.; Под ред. В. Н. Кудрявцева. Л.: Машинострое-
ние, 1977. 239 с.
44.	Решетов Л. Н. Конструирование рациональных механизмов. 2-е изд.
М.: Машиностроение, 1972. 256 с.
45.	С ере и се и С. В., Ко гаев В. П„ Шнейдерович В. М. Несущая
способность и расчеты деталей машин на прочность. М.: Машиностроение, 1975.
488 с.
46.	Соколов Ю. Н. Компенсирующие свойства муфты тягового привода
электровозов серии ЭР. НИИинформтяжмаш, 5-71-11, 1971, с 52—55.
47.	Тимошенко С. П. Колебания в инженерном деле. М.: ГРФМЛ,
Наука, 1967. 444 с.
48.	Хомнч А. 3. Среднеэксплуатациояная экономичность тепловозного ди-
зеля1. Ж.-д. трансп., 1980, № 12, с. 65—59.
49.	Хлебников В. Н. Конструкции электровозов. Механическая часть.
М.: Машиностроение, 1964. 303 с.
50.	Ш а х у в я н ц Г. М. Нагрузка, скорости, грузонапряженность, путь. —
Тр. МИИТ, 1973, вып. 443, с. 3—87.
51.	Шацилло А. А. Тяговый привод электроподэижного состава. М.:
Трансжелдориздат, 1961. 222 с.
52.	Osieski J. Drgania skretne ukladdw napedowych ze sprzeqlami cardana
wtracyinych pojozdach szynowych. — eArchlwum Budowy Maszyn» c 12, 1965.
53.	Ohyana Tadao. Some problems of the fundamental adhesion at higher
speeds. Quart. Repts. Railway Tech. Res. Ins. 1973, 14, 4, p. 181 —187.
54.	M a d e j J. Mechanika napedu pojazddw szynowych z elektrycznymi silni-
kaml trakcyjnyml. Warszawa, Panstwowe wydawnictwo naukowe, 1983 , 347 p.
55.	PasovarelllC. Studio delie vibration! dovute ai giunti cardinlci nel
carello motore di una locomotiva. Ingeneria ferraviaria, 12, 1963.
ОГЛАВЛЕНИЕ
От авторов.....................................................3
1.	ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ТЯГОВОМ ПРИВОДЕ
С ЭЛЕКТРИЧЕСКИМ ДВИГАТЕЛЕМ
§ 1.1.	Тяговый привод колесного рельсового транспорта	.	,	.5
§ 1.2.	Эволюция конструкций тягового привода .	.	,10
2.	СРАВНЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ СВОЙСТВ
ТЯГОВЫХ ПРИВОДОВ НА ОСНОВАНИИ КИНЕМАТИЧЕСКОГО
АНАЛИЗА
§ 2.1.	Динамические свойства индивидуальных тяговых пряводов с разом-
кнутой кинематической цепью .	.	....................14
§ 2.2.	Особенности нагружения тяговых передач с замкнутыми кинема-
тическими цепями..............................................32
§ 2.3.	Классификация тяговых приводов по их динамическим свойствам. 37
3.	КОНСТРУКЦИЯ ТЯГОВЫХ ПЕРЕДАЧ
В ПРИВОДАХ КЛАССА I
§3.1.	Особенности конструкций тяговых приводов класса	I	.	.	.41
§ 3.2.	Моторно-осевые подшипники.................................45
§ 3.3.	Подвешивание электродвигателя к раме тележки	.	.	.	.50
§ 3.4.	Тяговая зубчатая передача.................................52
§ 3.5.	Тяговый привод с упругим опиранием двигателя на	колесную	пару. 59
§ 3.6.	Недостатки тяговых приводов класса I......................63
4.	КОНСТРУКЦИЯ ТЯГОВЫХ ПЕРЕДАЧ
В ПРИВОДАХ КЛАССА II
§ 4.1.	Особенности конструкций тяговых приводов класса П .	.	,65
§ 4.2.	Конструктивные исполнения тяговых муфт....................66
§ 4.3.	Особенности конструкции корпуса редуктора н подшипниковых уз-
лов ..........................................................78
§ 4.4.	Подвески редуктора и крепления двигателя .	.	.	.84
5.	КОНСТРУКЦИЯ ТЯГОВЫХ ПЕРЕДАЧ
В ПРИВОДАХ КЛАССА III
§ 5.1.	Особенности конструкции тяговых приводов класса III. .	.	.92
§ 5.2.	Муфты поперечной компенсации	.	..... 94
§ 5.3.	Муфты -продольной компенсации ............................98
§ 5.4.	Особенности конструкции передач при групповом приводе клас-
6.	НАГРУЗКИ ТЯГОВОЙ ПЕРЕДАЧИ
И МЕТОДЫ ИХ ОПРЕДЕЛЕНИЯ
§ 6.1.	Вынужденные колебания привода как основная причина возникно-
вения динамических нагрузок..................................116
255
§ 6.2.	Режимы работы тяговой передачи. Статические и квазистатические
нагрузки элементов передачи......................................118
§ 6.3.	Методы определения динамических нагрузок элементов передачи .125
7.	ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ В ПЕРЕДАЧАХ,
ВЫЗВАННЫЕ ВНЕШНИМИ ВОЗМУЩЕНИЯМИ
§ 7.1.	Динамические	нагрузки	в	передачах	привода класса II	.	.136
§ 7.2.	Динамические	нагрузки	в	передачах	привода класса I	.	.151
§ 7.3.	Динамические	нагрузки	в	передачах	привода класса Ш.	.161
§ 7.4.	Особенности динамических	процессов	в групповом тяговом	приводе
класса III........................................................168
§ 7.5.	Сравнение динамических свойств различных схем тяговых приво-
дов электровозов ...	.............................173
8.	ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЕ НАГРУЗКИ, ВЫЗВАННЫЕ
ВНУТРЕННИМИ ВОЗМУЩЕНИЯМИ В ПЕРЕДАЧЕ
§ 8.1.	Динамические нагрузки, вызванные погрешностями зубчатого за-
цепления редукторов .........................................179
§ 8.2.	Нестационарные динамические нагрузки от переходных процессов
в электрических цепях тяговых двигателей...............188
§ 8.3.	Динамические нагрузки в режиме боксования.............190
9.	ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
ТЯГОВЫХ ПРИВОДОВ ЛОКОМОТИВОВ
§9.1.	Обшие сведения о работе и элементах геометрии тяговых зубча-
тых передач......................................................197
§ 9.2.	Материалы зубчатых колес, способы упрочнения зубьев и их основ-
ные механические свойства........................................203
§ 9.3.	Расчет на прочность цилиндрических	зубчатых передач	.205
§ 9.4.	Расчет зубьев .	.	  213
§ 9.5.	Расчет тяговых передач на износ	и	заедание................217
§ 9.6.	Примеры расчетов..........................................223
10. РАСЧЕТ ВАЛОПРОВОДОВ И МУФТ
§ Ю.Ь.	Расчет на прочность торсионных валов тяговых приводов .	231
§ 10.2.	Расчет на прочность соединений с натягом...................233
§ 10.3.	Расчет резинометаллических деталей, тяговых передач.	236
§ 10.4.	Особенности расчета и проектирования резинокордных муфт .248
Приложение	..........................................251
Список литературы	.	..............................252
Сдано а набор 25.02.86. Подписано а печать 20.10.86. Т-10306. Формат бОХОО'Ае. Бум.
тип. № I. Гарнитура литературная: Высокая печать. Усл. печ. л. 16. Уса. кр.-отт. 17.
Уч.-изл. л. 18.1. Тираж 5000 экз. Заказ 1216. Цена I р. 50 к. Изд. N? 1-3-1/5 № 1631.
Ордена «Знак Почета» издательство «ТРАНСПОРТ», 103064. Мосхва. Басманный туи.. 6а.