3.4 Новые представления о тяговых свойствах подвижного состава

Сейчас проблема повышения тяговых свойств подвижного состава не стоит так остро, как раньше при вождении тяжеловесных грузовых поездов, однако остается актуальной. Одной из важных оценок тяговых свойств ПС является его устойчивая работа на пределе по сцеплению колес с рельсами. Во всех странах она определяется кривой ограниче­ния коэффициента сцепления в зависимости от скорости движения. За последние 40 - 50 лет благодаря применению передовых методов вож­дения поездов, совершенствованию конструкции ПС удалось поднять кривую ограничения коэффициента сцепления и повысить на 10- 15 % использование тяговых свойств локомотивов.

В настоящее время коэффициент сцепления Ψ определяют как от­ношение касательной силы РСЦ на ободе колеса к нагрузке от оси на рельс РО

Ψ=F_СЦ/Р_О. (3.54)

Однако ни у нас, ни за рубежом величину касательной силы на ободе колеса еще никому не удалось определить экспериментально: ее устанавливают косвенно по силе, образованной вращающим моментом тягового двигателя. Образование силы тяги на колесной паре и силы сцепления можно проследить по схемам.

Вращающий момент М на колесной паре, вызванный в зубчатой передаче одной-единственной силой F_зк и равной произведению F_зк. R_зк, ошибочно представляется парой сил F_K (рисунок 2.8), одна из которых приложена к ободу колеса, а другая, неизвестно откуда взявшаяся, приложена к центру колеса в точке О.

Рисунок 3.8 - Схема образования силы тяги по старой теории

Неизвестная сила F_K, приложенная в центре колеса, "образована" с единственной целью - соблюсти третий закон Ньютона о равенстве действующих и противодействующих сил и направленных не только в противоположные стороны, но и действующие по одной линии.

Фактически на подвижном составе сила F_K, приложенная к оси ко­леса, отсутствует. Такая сила есть на гужевом транспорте и передается, например, при конной тяге, на ось колеса с помощью оглоблей, дышла и т.д. На самодвижущихся экипажах внешняя сила приложена не к оси ко­леса, а к его ободу: на паровозе - с помощью дышла; на ПС - с помо­щью шестерни, насаженной на вал тягового двигателя; на автотранспор­те - с помощью шестерни карданного вала и шестерен полуосей. На локомотивах снепосредственным приводом внешняя сила приложена не к оси колеса, а к якорю тягового двигателя. Ошибочное представление вращающего момента на колесе в виде пары сил, одна из которых приложена к оси, привело к ошибочным тео­риям определения силы тяги, касательной силы на ободе колеса и ко­эффициентов сцепления колеса с рельсами. Следует отметить, что на самодвижущихся экипажах внешние силы, передаваемые на колесо от дышла, шестерни, карданного вала, проводников якоря, цепной переда­чи - внешние по отношению к колесу они являются первопричиной дви­жения: сила сцепления колес с рельсами или землей является противо­действующей силой, Т.е. реакцией на действующую силу. Сила тяги F_TK определяется как сумма двух сил: силы F_зк, образо­ванной вращающим моментом тягового двигателя и приложенной к зуб­чатой передаче, и силы сцепления F_сц колеса с рельсом

F_TK = F_зк + F_сц. (3.55)

Приведенные схемы образования силы тяги на колесе были про­верены на физических моделях (рисунок 3.10, 3.11).

Рисунок 3.9 Схема образования силы тяги по новой теории

Рисунок 3.10 Физическая модель для определения силы тяги

Рисунок 3.11 Физическая модель для определения силы сцепления

За основу была взята колесная пара с основными параметрами: диаметр бандажа 1050 мм, диаметр зубчатого колеса 750 мм, масса ­1950 кг

Чтобы измерить силу, приложенную к внешнему диаметру зубчато­го колеса F_TK, и силу сопротивления движению W воспользовались ди­намометрами. Для их крепления применили капроновый трос. В таблице3.2 приведены опытные и расчетные значения сил F_зк и F_TK = W для старой (см. рисунок 3.8) и новой (см. рисунок 3.9) схем обра­зования силы тяги. Сила F_K, приложенная к оси колеса (см. рисунок 3.8), не имитировалась, так как на ПС она отсутствует.

Таблица 3.2 - Опытные данные и расчётные значения F_зк и F_TK

Опытные данные		Расчетные данные по старой теории		Расчетные значения по новой теории
Задано Fзк ,кгс	FTK=W,кгс	Задано Fзк ,кгс	FTK=W,кгс	Задано Fзк ,кгс	Fсц,кгс	W= Fзк+ Fсц,кгс
8	14,5	8	5,72	8	5,72	13,72
10	17,5	10	7,15	10	7,15	17,15
12	17	12	8,52	12	8,52	20,52
12,8	19	12,8	9,15	12,8	9,15	21,95

Сравнение расчетных значений силы тяги на колесной паре F_TK = W по старой теории с опытными показывает, что опытные значения практически в 2 раза больше расчетных. Это указывает на то, что теории образования силы тяги на колесной паре, ошибочны.

Для новой теории образования силы тяги на колесной паре опыт­ные и расчетные значения силы тяги F_TK =W практически совпадают в пределах точности измерений, что подтверждает правильность новой теории образования силы тяги на колесе.

На физической модели (см. рисунок 3.11) можно определять силу сцепления колеса с рельсом. Для этого колесная пара 1 устанавливается на отрезках рельсов тележки 3. Колеса 4 тележки располагаются на рельсах 5. Чтобы измерить силу сцепления колесной пары 1 с рельсом 2, кроме динамометров Д₁ и Д₂ применяют прибор Д₃, связанный с тележкой и опорой капроновыми тросами в точках К и N.

При регулировании величины силы F_зк, измеряемой динамометром Д₁ тележка 3 стремится откатиться в сторону, противоположную движению. При этом образуется сила сцепления F_сц колесной пары с рельсами 2, измеряемая динамометром Д₃. Сила тяги, образующаяся на косесной паре, будет равна силе сопротивления движению:

по новой теории F_TK =W= F _ЗKз +F_СЦ;

по старой теории F_TK =W= F_СЦ.

Испытания по определению силы тяги, силы сцепления и силы сопротивления движению были проведены на модели колесной пары 6 ( диаметр бандажа – 150 мм, диаметр зубчатого колеса – 100 мм, масса 15 кг). Их цель – определение соотношения сил по старой и новой теориям АПИ образовании силы тяги на модели колесной пары. Результаты испытания приведены в таблице 3.3.

Таблица 3.3 - Результаты испытаний физической модели

Опытные данные			Расчетные данные по старой теории			Расчетные значения по новой теории
Fзк ,кгс	W,кгс	Fсц,кгс		Fзк ,кгс	W= Fсц, кгс	Fзк ,кгс	Fсц= Fзк dзк /dб, кгс	W= Fзк+ Fсц, кгс
5	10	3,5		5,0	3,33	5,0	3,33	8,33
7,5	11,8	3,4		7,5	5,0	7,5	5,0	12,5
7,8	11,8	3,5		7,8	5,2	7,8	5,2	13,0

Сравнение данных по определению силы тяги F_TK =W на модели колесной пары показывает, что ее опытные и расчетные значения по новой теории практически совпадают, по старой теории – отличатся в 2 разе. Предлагаю при тяговых расчетах для ПС определять не коэффициент сцепления колес с рельсом, а коэффициент тяги, зависимость которого от скорости движения вычислять по формуле

(3.56)

где V-скорость движения, км/ч;

R_б - радиус бандажа ходового колеса, мм;

R_ЗК - радиус зубчатого колеса редуктора, мм.

На рисунке 3.12 показаны зависимости коэффициента тяги и коэффициента сцепления определяемого по формуле

(3.57)

Сравнение зависимостей и расчета свидетельствуют, что для разных типов ПС на 17-25% больше коэффициента сцепления коэффициент тяги. На эту величину повышается и использования силы тяги ПС.

В то же время факт признания новой теории требует обязательного признания ее основных положений:

- внешняя сила F_ЗК, образования в зубчатой передаче и приложения от шестерни тягового двигателя к зубчатому колесу колесной пары, определяется формулой

(3.58)

где М – вращающий момент тягового двигвтеля;

- радиус шестерни.

- внешняя сила по новой теории в 2 раза меньше, чем по старой теории;

- коэффициент сцепления колес с рельсами в два раза меньше, чем это считается в настоящее время и равен коэффициенту трения скольжения стальных колес по стальным рельсам;

- для ПС необходимо определить не коэффициент сцепления , а коэффициент тяги ;

- результаты исследований, проводимых с 1852 года по определению величины коэффициентов сцепления у нас и за рубежом, является ошибочным, но могут быть использованы при условии уменьшения коэффициентов сцепления в 2 раза.

Итак, на основе всего вышеперечисленного, при модернизации тепловозов на УЛРЗ проблему повышения тяговых качеств тепловоза можно решить путем усовершенствования технологии развески, для правильного распределения нагрузок. [2]

Рисунок 3.12 - Зависимости коэффициентов тяги и сцепления от скорости движения.

4 РАЗМЕЩЕНИЯ ОБОРУДОВАНИЯ НА ТЕПЛОВОЗЕ

4.1 Общие принципы размещения оборудования на тепловозе

На основании технического задания на проектирование тепловоза с указаниями назначения и основыных требований, которым он должен соответствовать, определяют конструкцию его основных узлов: рамы, кузова, дизеля и передачи, тележки, а также вспомогательного оборудования.

В РФ тепловозы строят серийно на специализированных заводах с использованием передовых технологий. Накоплен богатый опыт проектирования, постройки и эксплуатации тепловозов. Имеется достаточное количество хорошо отработанных, проверенных многолетней эксплуатацией узлов, таких как дизели, электрические машины, тележки, осевые редукторы, гидравлические передачи и элементы трансмиссии, секции холодильников и др. Это способствует внедерению унификации и стандартизации тепловозного оборудования.

Применение унифицированных, хорошо зарекомендовавших себя в эксплуатации узлов сокразщает сроки проектирования, промышленного освоения и начала серийного производства новых тепловозов, облегчает условия их эксплуатации, работают более надежно. Поэтому при создании новых тепловозов необходимо стремиться к использованию освоенного промышленностью оборудования, отвечающего современным требованиям. Вместе с тем, при проектировании новых тепловозов следует обязательно учитывать тенденции развития отечественного и зарубежного тепловозостроения и качественно исследовать новые технологии для последующего их внедерения. Таким примером может являтся тепловоз 2ТЭ25А, в котором применена передача мощности переменно-переменного тока.

После основательного выбора основного оборудования приступают к компоновке его на тепловозе. При размещении оборудования необходимо добиваться:

- равномерности нагрузки движущих осей тепловоза, обеспечивающей реализацию силы тяги;

- удобство монтажа и демонтажа;

- доступность и безопасность его обслуживания;

- компактность;

- простоты конструкции и наджености работы вспомогательных механизмов, приводов и обслуживающих систем;

- обеспечения оптимальных условий работы обслуживающего персонала;

- современной внешней формы тепловоза, отвечающей требованиям промышленной эстетики.

Ввиду противоречивости некоторых требований, предъявляемых к компоновке оборудования на тепловозах, прогрессивного развития конструкций, разнообразия тепловозов по мощности, конструкционной скорости и назначению, нельзя полностью стандартизировать размещение оборудования. [10]