Содержание к диссертации
Введение
1. Перспективные конструкции тяговых и силовых приводов маневровых и промышленных тепловозов 10
1.1. Обзор научно-технических работ по динамике приводов локомотивов 18
Основные выводы по 1 главе 21
2. Методика исследования динамики силовых карданных приводов тяговых энергетических модулей 22
2.1. Эквивалентная механическая модель силовой трансмиссии 22
2.2. Возмущения, обусловленные углами излома карданной передачи 25
2.3. Математическая модель силовой трансмиссии. Дифференциальные уравнения крутильных колебаний силовой трансмиссии 36
2.4. Определение жесткости элементов силовой трансмиссии 41
2.4.1. Экспериментальные методы определения жесткости коленчатого вала дизеля QST-30 41
2.4.2. Экспериментальное определение жесткости приводного, раздаточного карданных валов и упругих муфт 44
2.5. Оценка жесткости зубчатой передачи 49
2.6. Основные характеристики силового и вспомогательного оборудования трансмиссии тягово-энергетического модуля 53
Основные выводы по 2 главе 66
3. Численное интегрирование дифференциальных уравнений силовой трансмиссии УТМ 67
3.1.Определение собственных частот крутильных колебаний силовой трансмиссии УТМ, как многомассовой механической системы 69
3. 2. Вычисление амплитуд и напряжений в силовом приводе УТМ на математической модели при различных режимах эксплуатации 73
3.2. 1. Динамические нагрузки в карданных валах трансмиссии при работе УТМ в транспортном режиме 77
3.2.2. Аналитическое определение динамических нагрузок в силовом приводе при работе УТМ на различных режимах совместно с путевыми машинами 80
3.3. Анализ результатов расчета 90
3.4. Мероприятия по повышению надежности силового привода УТМ 92
3.5. Определение долговечности карданного привода тягово-энергетического модуля 107
Основные выводы по 3 главе 109
4. Экспериментальное исследование динамики карданного привода тягово-энергетического модуля
4.1. Методика проведения испытаний и измеряемые величины НО
4.2. Обработка экспериментальных данных и анализ характера и уровня нагрузок, действующих на силовую трансмиссию 115
Основные выводы по 4 главе 125
5. Оценка экономической эффективности модернизации силовой трансмиссии УТМ 126
Основные выводы и рекомендации 132
Литература 133
Приложения 142
- Обзор научно-технических работ по динамике приводов локомотивов
- Возмущения, обусловленные углами излома карданной передачи
- Вычисление амплитуд и напряжений в силовом приводе УТМ на математической модели при различных режимах эксплуатации
- Обработка экспериментальных данных и анализ характера и уровня нагрузок, действующих на силовую трансмиссию
Введение к работе
Из-за постоянного недофинансирования железнодорожного транспорта в 90-х годах на замену выбывающих основных фондов потребуется около 185 миллиардов рублей, которые нужно инвестировать в локомотивное хозяйство. Если этого не сделать, то к 2005 году 51 процент локомотивов превысит нормативный срок службы.[1]
Проблема модернизации локомотивного парка должна решаться созданием универсальных и надежных конструкций локомотивов. Для парка маневровых и промышленных тепловозов, который не уступает по численности магистральным тепловозам, один из перспективных путей является выпуск универсальных тяговых модулей (УТМ), мощностью 400 — 800 кВт и более[2]. Они предназначены для маневрово-вывозных работ, транспортирования и энергообеспечения путевых машин. Выпуск универсальных тяговых модулей организован на локомотивостроительных и заводах тяжелой путевой техники.
Актуальность исследования. Универсальные тяговые модули (УТМ) предназначены для:
маневровых и вывозных работ на железнодорожных станциях и железнодорожных путях промышленных предприятий на маневровом режиме работы;
транспортирования составов со скоростями до 80 км/час на поездном режиме работы;
перемещения тяжелых несамоходных путевых машин со сверхнизкими длительными скоростями движения, от 50 метров в час до 1,5 км/час и одновременной выработки электрической, гидравлической или пневматической энергии для них.
По техническим и эксплуатационным условиям работы УТМ обладает следующими свойствами:
5 имеет сравнительно небольшую неподрессоренную массу колесно-моторного блока;
проходит кривые малого радиуса за счет малой базы тележек; имеет повышенный коэффициент тяги.
Тепловозы с такими характеристиками являются весьма перспективными для железных дорог России, а их применение на железнодорожных путях промышленных предприятий, строительстве и ремонте железных дорог совместно с тяжелыми путевыми машинами позволяет значительно повысить коэффициент использования локомотивов.
Целью диссертационной работы - является разработка методики
расчета силовой трансмиссии универсального тягового модуля с учетом
динамических нагрузок в зависимости от режимов эксплуатации этого
s локомотива. Для достижения этой цели в диссертационной работе решаются
следующие задачи:
определение параметров возмущений, действующих в валопроводе силовой трансмиссии; анализ уровня динамических нагрузок, возникающих в элементах силовой трансмиссии и разработка путей их снижения с использованием математических моделей;
экспериментальное исследование динамической нагруженности валопровода силовой трансмиссии;
разработка рекомендаций по увеличению ее надежности; определение экономической эффективности, разработанной методики расчета динамических нагрузок в силовой трансмиссии универсального тягового модуля, при ее модернизации.
Методы исследования. Решение поставленных задач выполнено с использованием методов математического моделирования динамических нагрузок, возникающих в валопроводе силовой трансмиссии. Для этого использовались результаты экспериментальных и аналитических исследований, выполненных автором по определению моментов инерции и
жесткости деталей силовой трансмиссии, возмущающих и силовых параметров, действующих на нее, а таюке характерные эксплуатационные режимы работы УТМ.
При реализации разработанных математических моделей на ЭВМ, определены величины динамических нагрузок в деталях силовой трансмиссии на различных режимах эксплуатации тягового модуля. Характер полученных зависимостей динамических моментов в элементах валопровода трансмиссии в зависимости от режимов работы УТМ, подтвержден экспериментальными исследованиями.
Научная новизна. Разработана научно-обоснованная методика определения и прогнозирования величины динамических нагрузок в новой трансмиссии универсального локомотива в зависимости от условий его эксплуатации. Созданная методика определения и прогнозирования величины динамических нагрузок в валопроводе силовой трансмиссии позволила найти эффективные пути снижения повышенных амплитуд крутильных колебаний в валопроводе этой передачи с учетом конструктивных, эксплуатационных и экономических факторов, заключающиеся в замене приводного карданного вала на упругую муфту.
Практическая ценность. Использование, разработанной в диссертационной работе методики определения и прогнозирования величин динамических нагрузок в силовой трансмиссии, на локомотивостроительных заводах, дает возможность научно обоснованно уменьшить динамические нагрузки в этой передаче более чем в три раза, что повышает ее долговечность в эксплуатации не менее 8 раз. Это заметно снижает затраты на ремонтно-восстановительные работы силового привода локомотивов и позволяет получить прибыль от использования модернизированного УТМ при работе со щебнеочистительным комплексом уже в первом году эксплуатации до 50 миллионов рублей.
Разработанная методика прогнозирования величины динамических нагрузок в трансмиссии новых тепловозов позволяет найти экономически обоснованные пути снижения повышенных динамических моментов уже в конструкторских бюро, занимающихся проектированием и модернизацией тяговых приводов универсальных маневровых и промышленных тепловозов.
Реализация результатов работы. Результаты исследований, приведенные в диссертации, уже использованы при создании новых конструкций универсальных тяговых модулей, изготовляемых на Калужском заводе «Ремпутьмаш» филиале ОАО «РЖД», Людиновском и Камбарском тепловозостроительных заводах, Калужском заводе «Путьмаш».
Апробация работы. Основные результаты диссертации доложены, обсуждены и одобрены: первой и второй научно-практической конференциях Министерства путей сообщения РФ., Департамент пути и сооружений., ГУП Калужский з-д «Ремпутьмаш», 2001 и 2002 годах, заседанием кафедры "Локомотивы и локомотивное хозяйство" РГОТУПС, Техническим советом ВНИТИ в 2004г.
. Публикации. По результатам исследований опубликовано семь печатных работ.
Структура диссертации. В первом разделе в соответствии с целью работы проведен краткий обзор литературных данных, посвященных анализу конструкций существующих приводов колесных пар локомотивов, наиболее приемлемых для маневровых и промышленных тепловозов, а также универсальных тяговых модулей. Этот анализ показал, что одним из перспективных приводов является карданный привод колесных пар с электрической тяговой передачей мощности в особенности для тягово-энергетических модулей и маневрово-промышленных тепловозов промышленного транспорта. Однако, в отечественной и зарубежной научно-технической литературе нет данных по силовым карданным приводам,
8 применяемым на тягово-энергетических модулях, не исследованы динамические нагрузки, возникающие в них при различных режимах эксплуатации и различных вариантах отбора мощности.
Во второй главе на основе уравнений Лагранжа второго рода разработана математическая модель карданного привода тягово-энергетической модуля, как многомассовой разветвленной механической системы. Получены зависимости возмущений, воздействующие на трансмиссию, а также значения ее жесткостных и инерционных параметров и основные характеристики силового и вспомогательного оборудования тягово-энергетической модуля. При помощи универсальной системы MathCAD разработана методика, позволяющая моделировать динамические процессы, происходящие в карданном тяговом приводе энергетической модуля.
В третьем разделе представлены результаты расчетов динамических, нагрузок в карданном тяговом приводе энергетической модуля их анализ и предложения по их снижению. Определен срок службы силового карданного привода тягово-энергетического модуля.
В четвертом разделе приведена программа и методика экспериментальных исследований опытной конструкции карданного привода, представлены результаты экспериментов и их сравнительный анализ, а также данные опытной эксплуатации модернизированного привода.
В пятой главе представлены результаты экономических исследований эффективности научных разработок автора, с учетом современных рыночных отношений в промышленности.
В заключении работы приведены основные выводы и предложения по работе, список научных трудов и приложения.
На защиту выносятся следующие основные положения;
1. Основным показателем, определяющим долговечность силовой трансмиссии локомотивов, является величина динамических нагрузок,
действующих на ее валопровод, которые необходимо учитывать при проектировании подобных передач мощности.
Установлено, что на величины значений резонансных зон силовой трансмиссии влияют инерционные и жесткостные параметры трансмиссии и кинематические возмущения, зависящие от углов излома шарниров карданной передачи. Для не модернизированной трансмиссии установлено, что частоты вращения 762 и 1745 об/мин (79 и 183 рад/с) являются резонансными, они попадают в рабочий диапазон угловых скоростей работы дизеля, а одна из них близка к его постоянной частоте вращения. Это приводит к появлению двух зон повышенных значений динамического момента в валопроводе силового привода УТМ, что ограничивает его моторесурс до 30 часов эксплуатационной работы.
Расчеты показывают, что практически на всех эксплуатационных режимах работы УТМ динамические нагрузки в валопроводе силовой трансмиссии превышают предельные более чем в три раза, а это значительно снижает ее долговечность.
Разработанная научно-обоснованная методика определения и прогнозирования величины динамических нагрузок в новой трансмиссии универсального локомотива, позволяет найти рациональные пути снижения высоких динамических нагрузок в силовом карданном приводе с наименьшими экономическими затратами, а именно:
подобрать оптимальные параметры упругой муфты в валопроводе силовой трансмиссии;
вывести одну резонансную частоту из диапазона рабочих частот вращения дизеля и отдалить ее от постоянной частоты вращения дизеля;
снизить динамические нагрузки в валопроводе силовой трансмиссии более чем в три раза, что позволило увеличить ее долговечность в 6 раз по сравнению с не модернизированным вариантом.
5. Применение методики определения и прогнозирования величины динамических нагрузок в новой трансмиссии универсального локомотива в зависимости от условий его эксплуатации позволяет получить прибыль от эксплуатации модернизированного УТМ только на ремонтных путевых работах, уже в первом году его эксплуатации до 50 миллионов рублей
Обзор научно-технических работ по динамике приводов локомотивов
Д.т.н., профессора А.И. Беляев, И.В.Бирюков [10, 18] разработали и внедрили в практику локомотивостроения методики теоретических и экспериментальных исследований динамики перспективных тяговых приводов подвижного состава, в которых математические модели представляются в виде многомассовых механических систем, учитывающих особенности кинематики и динамики типов приводов, возмущений от неровностей пути, как случайных функций, тяговых характеристик ТЭД, и т. д. Математические модели, предложенные авторами, позволяют на стадии проектирования новых тяговых приводов получить их основные динамические характеристики и сделать практические оценки по надежности и работоспособности. Экспериментальные исследования, проведенные их учениками, подтверждают правильность основных теоретических выводов, полученных этими учеными, и широко используются при проектировании новых и модернизации существующих, тяговых приводов различных конструкций локомотивов.
Общетеоретические основы динамических расчетов и конструирования транспортных машин и их трансмиссий современными методами многомерных сеток разработаны в трудах [34, 35] д.т.н., профессора И.А. Алейникова. Этим ученым предложен способ идентификации параметров механических систем по данным об их фактическом поведении под действием динамических нагрузок, усовершенствована методика исследования крутильных колебаний валопроводов энергетических установок тепловозов, даны конкретные рекомендации по снижению авторезонансных явлений в указанных системах.
В работах д.т.н., профессора А.В.Индейкина, к.т.н., доцентов B.C. Доева и Ф.А.Доронина [3] рассматриваются особенности кинематики и динамики карданного привода, а также вопросы его прочности и надежности для специального подвижного состава - тяжелых путевых машин. Разработки названных авторов позволяют расчетными методами прогнозировать динамику крутильных колебаний валопровода трансмиссии путевых машин.
В трудах к.т.н., доцентов Ф.Ф. Сабурова и Л.А. Собенина [19] рассмотрен групповой карданный привод, в котором имеются особые режимы движения, когда колесные пары получают микропроскальзывание. В результате этого в приводе возникают реактивные моменты, которые являются причинами дополнительного сопротивления движению локомотива. Отмечается также, что разность диаметров кругов катания колесных пар дополнительно способствует возникновению реактивного момента в карданном приводе.
Исследование внешних и внутренних возмущений на работу осевых редукторов и тележек, работающих в совокупности с карданным приводом, маневрово-промышленных тепловозов и разработка комплекса конструктивно-технологических мероприятий по уменьшению динамических нагрузок в осевых редукторах и тележках локомотива, а также повышение их надежности и долговечности посвящены работы к.т.н. Г.С. Меликджанова, Е.В. Ольшевского, И.Н. Фокина [20, 21, 22].
Исследование динамики маневрово-промышленного тепловозов и тягово- энергетических модулей посвящены работы [20-27, 36, 37 ], в которых теоретическими и экспериментальными методами определены динамические моменты в тяговой передаче, предложены пути их снижения.
Тяговая передача включает в себя зубчатый редуктор, в котором динамические нагрузки обусловлены ударным входом зубьев в зацепление, в связи с ограниченной точностью изготовления зубчатой передачи и периодическим изменением жесткости по фазе зацепления. Повышение надежности тяговой передачи локомотивов посвящены исследования ученых: д.т.н.,проф. И.В.Бирюкова, А.И.Беляева, к.т.н., доцентов В.Д.Шарова, А.В.Скалина, В.Е.Кононова, Зюбанова В.З., Ю.В.Емельянова, и других. Для различных типов индивидуальных приводов локомотивов и их конструктивных особенностей рассматриваются вопросы динамики зубчатой передачи в зависимости от внешних и внутренних источников возмущения с учетом колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс, возникающих от неровностей пути. В работах даны конкретные рекомендации, позволяющие повысить надежность и долговечность существующих и достичь конструктивных оптимальных решений для вновь создаваемых индивидуальных тяговых приводов.
Таким образом, методологической и теоретической основой исследований силовой трансмиссии тепловоза стали научные труды отечественных и зарубежных ученых в области тяговых передач локомотивов. Проблемам совершенствования конструкций, динамики, модернизации трансмиссий локомотивов, а также путям повышения их надежности, посвящены исследования ученых: д.т.н., профессоров И.А.Алейникова, А.И.Беляева, И.В.Бирюкова, А.В. Грищенко, В.И. Киселева, Г.С. Михальченко, В.В. Стрекопытова, В.А. Четвергова, А.С. Космодамианского, Ю.Е. Просфирова, профессоров, к.т.н. А.В. Рамлова, Н.М. Хуторянского, к.т.н., доцентов В.Д.Шарова, А.В.Скалина, В.Ф. Бухтеева, В.Е.Кононова, М.А. Ибрагимова, Ю.В.Емельянова, B.C. Руднева, Е.В. Ольшевского, С.Я. Френкеля и других ученых.
Следовательно, проведенный анализ конструкций существующих приводов колесных пар тепловозов и тягово-энергетических модулей и работ, посвященных их динамики, показал, что одним из перспективных приводов для маневрово-промышленных тепловозов промышленного транспорта и тягово-энергетических модулей на современном этапе является групповой привод колесных пар. Этот привод достаточно хорошо изучен, его производство неплохо отработано на тепловозостроительных заводах для серийных тепловозов с гидравлической и электрической передачей мощности. Однако, силовые трансмиссии с карданным приводом, применяемые на тягово-энергетических модулях между дизелем и синхронным генератором являются новыми, поэтому в отечественной и зарубежной научно-технической литературе не изучены. Не исследованы динамические нагрузки, возникающие в трансмиссии привода при различных режимах эксплуатации. Перспективная большая потребность в производстве и эксплуатации универсальных тяговых модулей в России вызывает необходимость проведения исследований динамики их трансмиссии, чтобы увеличить их долговечность.
Возмущения, обусловленные углами излома карданной передачи
Для обеспечения качественной работы карданной передачи погрешности при изготовлении и монтаже карданных валов должны быть ограничены допусками и предельными отклонениями, которые нормированы ГОСТом [38, 39]. Однако, кинематические свойства карданной передачи таковы, что при ее вращении возникают неравномерности угловой скорости.
Аналогичное соотношение для координат точки С крестовины получим, если обозначим X - угол поворота ведомого (карданного) вала вокруг своей оси против часовой стрелки. Ведомый вал расположен в плоскости {у о 0 zo} и составляет с осью у о угол р (точнее повернут вокруг оси XQ на угол р по часовой стрелки).
Полученные аналитические зависимости изменения угловых скоростей ведущего и ведомого валов одно и двух шарнирной карданной передачи в зависимости от их углов излома и геометрических размеров позволяют представить их в графическом виде при помощи математической системы MathCAD [40 - 46]. Программы расчетов приведены в приложении Ш . Так, для постоянной скорости вращения ведущего вала ю=1800об/мин (188,4 рад/с) и угла излома карданного шарнира р=7 угловая скорость ведомого вала будет изменяться по закону, представленному на Рис.2.4. 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360 380 400
Зависимость угловой скорости одишшірішрноїі карданной передачи от угла поворота Рис.2.4. Изменение угловой скорости от номинальной составляют не более 1%. Для двух шарнирной карданной передачи характер изменения угловой скорости на ведомом валу представлен на Рис.2.5. О 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360 380 400 Зависимость угловой скорости карданного вала от угла поворота Рис.2.5. В этом случае, изменение угловой скорости от номинальной составляют уже около 2%, то есть ±3,6 рад/с. Изменение угловой скорости для больших углов излома (3=70 от угла поворота ведущего вала для одношарнирной передачи показано на рис.
Для двушарнирной карданной передачи характер изменения угловой скорости на ведомом валу угол излома шарниров р=70 представлен на Рис.2.7.В этом случае неравномерность угловой скорости еще выше, а именно: +696% от номинальной и -100% (практически до нуля, то есть до мгновенной остановки ведомого вала).
Общий характер изменения угловой скорости ведомого вала карданной передачи от угла поворота ведущего вала и величины угла излома его шарниров показана на рис.2.8.
Дифференцируя функциональную зависимость угловой скорости ведомого вала () по времени получим зависимость его углового ускорения. Зависимости величины углового ускорения от угла поворота ведомого карданного вала, углов излома его шарниров р=7 и Р=70 получено приложении, графические зависимости представлены на рисунках
Анализ полученных соотношений показывает, что в зависимости от значения угла излома реализуется неравномерность передачи угловой скорости и углового ускорения. При небольших углах излома шарниров кардана (до (3=7) на ведомом валу наблюдается неравномерность угловой скорости относительно номинальной (188,4 рад/с), которая составляет около 2%, характер ее изменения почти гармонический, за один оборот вала происходит два изменения от максимума до минимума. Угловое ускорение ведомого карданного вала при этом достигает є=±10 рад/с , ее фаза сдвинута относительно угловой скорости на 45, за один оборот вала происходит два изменения от максимума до минимума. При больших углах излома шарниров кардана (от р=7 до (3=70) на ведомом валу наблюдается значительная неравномерность угловой скорости относительно номинальной (188,4 рад/с), которая превышает это значение в максимальном выражении почти в 7 раз, а в минимальном -равна 0, то есть вал имеет мгновенную остановку, характер изменения угловой скорости периодический, за один оборот вала происходит два изменения от максимума до минимума. Угловое ускорение ведомого карданного вала при этом достигает є=±2 10 рад/с2 , ее фаза сдвинута относительно угловой скорости на 45, за один оборот вала происходит два изменения от максимума до минимума, причем сопровождается достаточно длительными по углу поворота остановками. Неравномерность изменения угловой скорости приводит к возникновению в трансмиссии УТМ вынужденных крутильных колебаний. Как известно, совпадение собственных частот многомассовой колебательной системы с частотой вынужденных колебаний приводит к повышенным динамическим нагрузкам в тяговой передаче. Полученные соотношения позволяют аналитически определять величину неравномерности угловых скоростей в карданных валах в зависимости от их геометрических и кинематических параметров, а также учитывать этот возмущающий фактор при расчетах вынужденных крутильных колебаний трансмиссий в математической модели.
Математическая модель силовой трансмиссии. Дифференциальные уравнения крутильных колебаний силовой трансмиссии Теоретические основы крутильных колебаний многомассовой системы изложены в трудах [47 - 56 ] и других. Обозначим обобщенные координаты системы (по порядку следования) следующим образом: - вал дизеля, угол поворота - ф; - входной фланец первого карданного вала, угол поворота - а; - выходной фланец первого карданного вала, угол поворота у; - редуктор, угол поворота центрального колеса - 9; - входной фланец второго карданного вала, угол поворота - ц; - выходной фланец второго карданного вала, угол поворота - 5; - ротор электрогенератора, угол поворота - \j/; - ротор насоса правого, угол поворота - є; - ротор насоса левого, угол поворота.
Вычисление амплитуд и напряжений в силовом приводе УТМ на математической модели при различных режимах эксплуатации
На временном интервале от t0. до tk при фиксированном числе шагов п, при угле конструкционном излома карданных валов не более 7 градусов, определим динамические нагрузки, возникающие в наиболее ненадежных элементах силовой трансмиссии - приводных карданных валах. Исходные данные для расчета: t0=0; t,=3; n=3000; 6 = 7- — ; 0 У 180 . Параметры жесткости валов и инерционные значения вращающихся масс, используемые в математической модели взяты из таблицы 2.7. Моменты, приложенные к силовой трансмиссии, зависят от режимов работы УТМ. Для транспортного режима движения УТМ берутся из ранее полученных выражений, в зависимости от величины отбора мощности на вспомогательные нужды (2.7.4.) - (2.7.5.). Md = M3(co)= - (1,76/10000) со2 + 0,07со - 4,4 -момент навалу дизеля, при транспортном режиме и максимальном отборе мощности на вспомогательные нужды. Md = М4(ш)= - (1,04/10000) ш2 + 0,05ш - 3,3 - вращающий момент дизеля при работе УТМ в режиме тяги среднеэксплуатационном отборе мощности на вспомогательные нужды. М2 - момент сопротивления ротора насоса правого равен 359/2 со; М3 - момент полезного сопротивления ротора электрогенератора; М4 - момент сопротивления ротора насоса левого равен 359/2 со. Мощность длительного режима тяги: 470,1 /421,7 кВг; или (470,7/421,7) 103Н м/с. Момент дизеля при длительном режиме: Md(y)= МЗ(со)= - (1,76/10000) со2 + 0,07со - 4,4 или Md (у) = (1,04/10000) у72 + 0,05 у7 - 3,3. Момент генератора при длительном режиме равен: M3i(y)=rMd(y)-2M2, где т]=0,99-к.п.д. передачи от дизеля к генератору. Насосы в транспортном режиме работы УТМ не используются, поэтому их момент равен 0: М4] = М2ь=0 Решение дифференциальных уравнений крутильных колебаний методом Рунге-Кутта с постоянным шагом реализуется встроенной функцией SB=rkfixed (y,tO, tl,n,D) программа расчетов представлена в приложении 5. Результаты вычислений находятся в матрице SB, причем значения параметров находятся, соответственно, в ее столбцах: ф а е и V є X СОф Уо Уі У2 Уз Уі У5 у6 Ут SB = rkfixed(y,t0jt,,n,D) Решение дифференциальных уравнений представлено для наглядности в графическом виде в зависимости от времени t представлены на графиках, построенных при помощи универсальной системы MathCAD. Угловые скорости карданных валов и центрального вала редуктора как функции от t в период запуска дизеля изменяются как показано на рисунке Рис.3.1.: SBi„ ISB," I 200 175 125 UA 75 25 Л SBi)0 А Рис.3.1. Угловые ускорения при крутильных колебаниях валов силовой трансмиссии на участке дизель-редуктор в «машинном» виде определены из выражений: г- і:=о.. П-, Adr:_SBi+,,.-SBklf1-(SB,,-SBl,,)
Угловые ускорения элементов приводного карданного вала при крутильных колебаниях силовой трансмиссии на участке дизель - редуктор представлены на графике, Рис.3.2. Определим моменты упругих деформаций, возникающие из-за крутильных колебаний элементов силовой трансмиссии. Моменты упругих деформаций валов трансмиссии снабжены индексами, которые обозначают номера моментов инерции на расчетной схеме, соединяемых этими валами.
Динамические касательные напряжения х ( в МПа) при работе приводного карданных валов между дизелем и редуктором и редуктором и синхронным генератором в транспортном режиме при максимальном отборе мощности на вспомогательные нужды показан на рисунках 3.3 и 3.4.. На графике Рис.3.3. и 3.4. пунктирной горизонталью отмечено допустимое касательное напряжение от динамических нагрузок при кручении валов. .5 і 1.5 2 2.5 З
Вычисления показывают, что в первой резонансной зоне касательные напряжения для первого карданного вала превышают допустимые в 3,5 раза, а во второй резонансной зоне в 2,2 раза, для второго карданного вала между редуктором и генератором, соответственно, 3,9 и 1,5раза. Это обстоятельство значительно уменьшает надежность вала при транспортном режиме и максимальном отборе мощности на вспомогательные нужды
Аналогичный расчет динамической нагруженности проведем для приводного и раздаточного карданных валов, но когда вращающий момент дизеля при работе УТМ в режиме тяги равен среднеэксплуатационному отбору мощности на вспомогательные нужды. Результаты расчета незначительно отличаются от вышеприведенных значений.
Тягово-энергетические модули (УТМ) для несамоходных путевых машин предназначены для транспортирования и энергообеспечения щебнеочистительных машин ЩОМ, СЧ-600, ЩОМ-6Б, ЩОМ-6Р, ЩОМ-1200, а также кюветоочистительных машин СЗП-600, МНК-1 и других, в комплексе с составом для засорителей. УТМ могут эксплуатироваться отдельно как источник энергообеспечения и как тяговая единица при работе с другими путевыми машинами, а также при маневрах и вывозной работе. Отличительной особенностью тяговых модулей от локомотивов является обеспечение рабочей (ползучей) скорости щебнеочистительных машин от 0,05 до 1,5 км/ч. и больший диапазон обеспечения путевых машин электрической и гидравлической энергией. Поэтому к раздаточному редуктору присоединены два гидродвигателя, которые включены в работу, если привод исполнительных органов щебнеочистительных машин гидростатический.
Проведем расчет динамических нагрузок силовой карданной передачи на математической модели, в которой распределение энергии дизеля происходит между электрической тяговой передачей, обеспечивающей рабочее движение путевого щебнеочистительного комплекса, питание механизмов и гидроприводом, обеспечивающим работу исполнительных органов щебнеочистительных машин.
В этом случае нагрузка на дизель определяется из формул (2.7.2.), (2.7.3.), а нагрузочные моменты на гидронасосы высокого давления и синхронный генератор определяются согласно распределению нагрузки, приведенные в таблице 2.9. и на рисунках 2.7., 2.8.
Обработка экспериментальных данных и анализ характера и уровня нагрузок, действующих на силовую трансмиссию
Обработка осциллограмм заключается в определении величины отклонения луча осциллографа от базового (нулевого) значения и умножении ее на величину известного тарировочного коэффициента. Линии нулевых отметок моментов получены, когда приводной и раздаточный валы не нагружены крутящим моментом. Величина тарировочного коэффициента получена на специальном стенде заранее. Частота вращения дизеля определяется по количеству отметок на ленте осциллографа индукционного датчика за известное время по отметчику времени, которое дает осциллограф (отметчик времени также тарирован) в виде сплошных вертикальных периодических линий. Интервал между двумя линиями соответствует времени 0,1 секунда.
Испытания проводились для постоянной частоты вращения 1800 об/мин (устанавливается автоматически регулирующей аппаратурой фирмы «Bosh»), что соответствует 3 импульса за интервал времени 0,1 секунда. По амплитуде ускорений корпуса редуктора силовой трансмиссии можно судить об относительной общей вибрации, ее интенсивности для указанных режимов работы УТМ.
Анализ данных экспериментальных исследований силовой трансмиссии УТМ показывает: -в режиме тяги, когда мощность силовой установки равна 470кВт (при максимальном отборе мощности на вспомогательные нужды), а вращающий момент на приводном карданном валу-2494 Нм при частоте вращения 1800 об/мин, динамический момент на первом валу 2,2 раза, а в раздаточном в 1,5 раз превышают номинальный тяговый (рис.4. 4.). Работа силовой передачи сопровождается заметным шумом и вибрацией. Аналогичная картина наблюдается при мощности 421,7 кВт (при среднеэксплуатационном отборе мощности на вспомогательные нужды)и моменте на валу 2237 Нм. -при работе УТМ совместно с щебнеочистительным комплексом, когда потребляемая электрическая мощность составляет 493,7 кВт, а гидравлическая мощность - 157 кВт (при максимальном отборе мощности на вспомогательные нужды) моментом 3452 Нм, раздаточный - 2619 Нм, динамический момент в приводном валу в 3 раза, а в раздаточном -в 1,8 превышает передаваемый тяговый момент (рис.4. 5.); -при работе УТМ совместно с щебнеочистительным комплексом, когда потребляемая электрическая мощность составляет 445,3 кВт, а гидравлическая мощность - 157 кВт (среднеэксплуатационный отбор мощности на вспомогательные нужды), при этом приводной вал нагружен моментом 3195 Нм, раздаточный - 2362 Нм, динамические моменты в приводном и в раздаточном валах, соответственно равны 0,81 и 1,1 от передаваемого тягового момента, при этом наблюдаются повышенные виброускорения корпуса редуктора; -при работе УТМ совместно с щебнеочистительным комплексом, когда потребляемая электрическая мощность составляет 291,7 кВт, а гидравлическая мощность - 359 кВт (максимальный отбор мощности на вспомогательные нужды), при этом приводной вал нагружен моментом 3452 Нм, раздаточный - 1548 Нм, динамический момент в приводном валу в 1,9 раза, а в раздаточном -в 1,3 превышает передаваемый тяговый (рис.4. 6.) -при работе УТМ совместно с щебнеочистительным комплексом, когда потребляемая электрическая мощность составляет 243,3 кВт, а гидравлическая мощность - 359 кВт (среднеэксплуатационный отбор мощности на вспомогательные нужды), при этом приводной вал нагружен моментом 3195 Нм, раздаточный - 1291 Нм, динамические моменты в приводном и в раздаточном валах, соответственно равны 1,1 от передаваемого тягового, при этом также наблюдаются высокие виброускорения корпуса редуктора.
Обобщая данные экспериментальных исследований силовой трансмиссии УТМ можно констатировать следующие факты.
Работа силовой установки сопровождается повышенными динамическими моментами в приводном, раздаточном карданных валах и в соединенных с ними элементах тягового привода, что выражается в повышенной вибрацией передачи. Основными причинами возникновения высоких динамических моментов в силовом приводе является: - кинематическое возмущение от углов излома карданных валов, что видно из частотного спектра динамического момента в карданных валах (два возмущающих импульса за один оборот вала) (рис.4.4.-4.6.); - близость рабочей частоты вращения дизеля 1800об/мин ко второй резонансной частоте вращения 1745 об/мин.
Указанные причины приводят к возникновению больших динамических моментов практически на всех режимах работы УТМ, величина которых превышает номинальный тяговый момент на некоторых режимах работы в карданном приводе более чем в 3 раза.
Как показала практика эксплуатации УТМ, высокий уровень динамических моментов силовой передаче приводит к ослаблению болтовых соединений, разрушение игольчатых подшипников карданных валов, повышенной вибрации корпуса редуктора, и, наконец, поломке этих валов при работе их в составе привода около 27 часов;
Одним из путей повышения долговечности силового привода УТМ является его модернизация. Теоретическими исследованиями, проведенными в предыдущей главе, установлено, что наиболее рационально использовать в исследуемом силовом приводе оболочковой резинокордной муфты вместо приводного карданного вала между дизелем и раздаточным редуктором. Это предложение реализовано на модернизированном, с участием автора, тягово - энергетическом модуле. Подготовительные работы к экспериментальным исследованиям модернизированной трансмиссии принципиально не отличались от описанных ранее, кроме места наклейки тензодатчиков первого вала.
