МУ к КР Мех. часть ЭПС-Трофимович, Доронина-2011. Методические указания по выполнению курсовой работы Хабаровск 2011
 Скачать 1.11 Mb.
|
|
1 В.В. Трофимович, И.И. Доронина ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК НА ПОДВЕСКЕ ТЯГОВОГО ДВИГАТЕЛЯ Методические указания по выполнению курсовой работы Хабаровск – 2011 Министерство транспорта Российской Федерации Федеральное агентство железнодорожного транспорта Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования Дальневосточный государственный университет путей сообщения Кафедра «Электроподвижной состав В .В. Трофимович, И.И. Доронина ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХНАГРУЗОК НА ПОДВЕСКЕТЯГОВОГОДВИГАТЕЛЯ Методические указания по выполнению курсовой работы Хабаровск Издательство ДВГУПС 2011 3 УДК 629.423.1:625.1.03 (075.8) ББК О 232.1 – я Т 761 Рецензент Кандидат технических наук, доцент кафедры Вагоны Дальневосточного государственного университета путей сообщения В .Н. Панкин Трофимович , В.В. Т 761 Определение динамических нагрузок на подвеске тягового двигателя метод. указания по выполнению курсовой работы / В.В. Трофимович, И.И. Доронина. – Хабаровск : Изд-во ДВГУПС, 2011. – 40 сил. Методические указания соответствуют ГОС ВПО направления подготовки дипломированных специалистов 190300 Подвижной состав железных дорог специальности 190303 Электрический транспорт железных дорог по дисциплине Механическая часть электроподвижного состава. Приведены методики, расчетные формулы и последовательность действий для расчета динамических нагрузок на подвеске тягового двигателя и резинометалли- ческого амортизатора подвески двигателя с использованием пакета Maple. Предназначены для студентов го курса заочной формы обучения. УДК 629.423.1:625.1.03 (075.8) ББК О 232.1 – я © ДВГУПС, 2011 ВВЕДЕНИЕ Содержанием курсовой работы является определение динамических нагрузок в тяговой передаче при движении экипажа по периодическим неровностям пути, поскольку основной причиной износов и усталостных разрушений деталей тяговой передачи являются, именно, динамические нагрузки. Детали ходовых частей работают по асимметричному циклу, те. на напряжения от статических и квазистатических нагрузок (сил веса, центробежных сил, тяговых или тормозных сил) накладываются переменные напряжения от нагрузок, которые связаны с колебательными процессами. Чем больше амплитуды и частоты этих нагрузок, тем быстрее наступает усталость материала. Следствием этого являются микро- и макротрещины в деталях, шелушение, выкрашивание и износ поверхностей контакта, излом, ослабление натягов и крепления деталей. Наиболее ярко выражены эти явления в узлах и деталях тяговой передачи износи излом зубьев, ослабление конической посадки и сползание шестерни, различные виды разрушения подшипников редукторов и тяговых двигателей, ослабление болтовых креплений корпусов и крышек редукторов. Одной из наиболее существенных причин вертикальных перемещений колесных пари связанных сними колебаний передач тяговых двигателей и тележек являются неровности пути. Поставленная в курсовой работе задача по определению динамических нагрузок, действующих в элементах тяговых передач при движении по неровностям пути, решается с рядом значительных упрощений, которые облегчают вычисления. Траектория точки контакта колеса с рельсом в вертикальной плоскости в реальных условиях отличается от прямой, так как опорная поверхность головок рельсов вследствие наличия стыков, просадки пути, износа рельсов и ряда других причин представляет собой последовательность различных по форме и величине выступов и впадин. Поэтому реальный процесс качения колеса сопровождается вертикальными перемещениями, возбуждающими колебания всех подрессоренных масс. Такие колебания возникают при движении по участку с волнообразным износом рельсов, при котором в спектре неровностей существенно выделяется из всех одна гармоническая составляющая. При совпадении частоты собственных колебаний привода с частотой прохождения неровностей развиваются резонансные колебания большой амплитуды, вызывающие высокие динамические нагрузки. Влияние неровностей на уровень динамических нагрузок зависит от конструкции тяговой передачи. Степень защищенности от динамических воздействий определяется конструкцией элементов привода и их связью между собой и с рамой тележки. Наиболее существенным конструктивным признаком является способ опирания корпусов тягового двигателя и редуктора. Приводы, у которых тяговый двигатель и редуктор с одной стороны подрессорены, те. подвешены к раме тележки, ас другой стороны опираются на ось колесной пары (опорно-осевое подвешивание, относятся к первомуклассу. Ко второмуклассу относятся приводы срамным подвешиванием тягового двигателя и опорно-осевым подвешиванием редуктора. В этом случае вал якоря соединяется с валом шестерни редуктора посредством муфты. К третьемуклассу относятся приводы срамным подвешиванием двигателя и редуктора. В этом случае муфта соединяет выходной вал редуктора с колесной парой. Практически все типы грузовых электровозов имеют привод первого класса. Системы уравнений, описывающих колебательный процесс элементов привода первого и второго класса, идентичны, однако упрощения, которые будут применяться в курсовой работе, более правомерны при приводе первого класса, в расчетной схеме которого можно не учитывать упругость связи между валом якоря и валом шестерни. Кроме того, уровень динамических нагрузок в элементах тягового привода первого класса выше, чему других. По этим причинам они принят к рассмотрению. Общий вид тягового привода грузового электровоза показан на рис. 1. Рис. 1. Общий вид тягового привода первого класса В курсовой работе также определяются размеры резиновых шайб элементов маятниковой подвески тягового двигателя, выполняется их прочностной расчет на компьютере с применением пакета математического программирования. Исходные данные выбирают из приложения по двум последним цифрам шифра, указанного в зачетной книжке студента. Для подготовки к защите курсовой работы использовать литературу [1–4]. 6 1. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ТЯГОВОЙ ПЕРЕДАЧИ Задача по определению динамических нагрузок в элементах реальной тяговой передачи превышает рамки курсовой работы, поэтому для её решения модель передачи существенно упрощена и введены следующие допущения. 1. Профильпутипредставляетсобойнепрерывныйрядгармо- ническихнеровностейсамплитудой Z. Текущее значение отклонения уровня головки рельса от средней линии н) где ℓ – длина волны неровности,м;х– пройденный путь, м. Учитывая, что x = V где V – скорость движениям с t – время движения, с, получим н) Обозначим V π = ω, (3) где ω – циклическая частота кинематических возмущений от пути. 2. Обаколесаколеснойпарыодновременнопроходятидентич- ныеучасткирельсов. 3. Путьиколеснаяпарасчитаютсяабсолютножесткими, вследствие чего траектория оси колесной пары повторяет продольный профиль рельса р н t Z Z Z = = ω . (4) Фактически, из-за упругости пути, колебания колесной пары отличаются по амплитуде и по фазе от проходимых колесом неровностей рельсов. С ростом скорости движения амплитуда колебаний оси Z 0 уменьшается Принятое допущение позволяет уменьшить число степеней свободы колеблющейся системы и упростить математическое описание и анализ колебательного процесса. 4. Взубчатомзацеплениинетзазора, адеталидвигателяире- дуктораабсолютножесткие. 5. Вконструкцииприводаимеетсятолькоодинупругийэле- ментсрассеиванием (диссипацией) энергии – амортизатор подвески корпуса двигателя. Жесткость комплекта резиновых шайб определяется с учетом действия предварительной затяжки, массы двигателя и реакции на тяговый момент. Жесткость считается постоянной. 6. Колебательнаясистемаполагаетсялинейной (те. частота колебаний не зависит от амплитуды, а угловые перемещения малы, так что угол поворота корпуса двигателя sin tg ϕ ≈ ϕ ≈ ϕ 7 7. Колебаниямасссистемыввертикальномнаправленииисоот- ветственноуравнениеравновесиясилвпроекциинаось Z нерас- сматриваются, так как реакции, связанные с вертикальным перемещением масс, на порядок меньше сил, вызванных вращательными колебаниями. 8. Предполагается, чтораматележкивпроцессеколебаний приводанеучаствует, сохраняянеизменноеположениеотноси- тельносреднегоуровняголовкирельса. С учетом этих ограничений расчетная схема системы приобретает вид, показанный на рис. 2. a Z ϕ A β Ж Z X L o o′ 1 o 0a Z к к я я ,I 2 к D Ц Рис . 2. Расчетная схема тяговой передачи При наличии неровности рельса и изменении координаты на величину ОО′ корпус двигателя вместе с редуктором поворачивается на какой-то угол ϕ. Считая угол ϕ положительным при повороте корпуса против часовой стрелки, определим координату точки подвешивания 0 a Z L Z = + ϕ. (5) Нельзя забывать, что угол поворота корпуса ϕ зависит не только от высоты подъема колесной пары, но также и от изменения длины подвески при сжатии и растяжении шайб амортизатора под действием приложенной в данный момент силы. Вращение шестерни и связанного с ней якоря тягового двигателя при поворотах (покачивании) корпуса вокруг поперечной оси становится неравномерным Вследствие неравномерности вращения якоря через зубья шестерни в дополнение к полезному тяговому моменту M будет передаваться динамический инерционный момент д, зависящий от углового ускорения якоря яд я Ι , а суммарный момент, передаваемый шестерней, складывается из постоянного тягового момента и циклически изменяющегося инерционного момента т д М М М = + (6) Поскольку в расчетной модели рассматриваются только вращательные движения, то всю передачу представляем как планетарный редуктору которого большое зубчатое колесо с радиусом R служит неподвижной солнечной шестерней корпус, соединяющий центры зубчатых колеси, является водилом, а шестерня с радиусом r – caтеллитом. Поворот корпуса на угол ϕ сопровождается дополнительным обкатыванием шестерни по колесу по дуге длиной R ϕ. Соответствующая дуга перемещения точки зацепления по шестерне имеет туже длину. При этом угол поворота шестерни ϕ или угол поворота радиуса, проведенного в точку зацепления из точки О, составит сумму двух углов я я ′ = ϕ + где я = – угол поворота шестерни за счет зацепления с колесом ϕ – угол поворота шестерни вместе с корпусом. Передаточное число от корпуса к шестерне и якорю, те. отношение углов поворота составит 1 я+ ϕ = + ϕ ϕ (7) Оформлениешага 1. Всоответствиисвариантомзаписатьисходныеданныедлярас- чета , используяприложение. 2. Изобразитьрасчетнуюсхемупередачи, какпоказанонарис. 2, и указатьпараметры L, Ц, ℓ , Z 0a , β. 3. Определитьпередаточноеотношениеотводила (корпуса) кшес- терне q поформуле (7). 9 2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ШАЙБ РЕЗИНОМЕТАЛЛИЧЕСКОГО АМОРТИЗАТОРА МАЯТНИКОВОЙ ПОДВЕСКИ ТЭД Для расчета динамических силовых факторов, действующих на элементы тяговой передачи, задаются все необходимые параметры, кроме жесткости амортизатора подвески тягового двигателя. В принятой расчетной схеме (рис. 2) амортизатор подвески является единственным упругим элементом, и его параметры в большой мере определяют протекание колебательного процесса. Жесткость Ж и неупругое сопротивление резиновых элементов зависят от марки резины, температуры окружающей среды и конструкции амортизатора. Параметр β задается, а жесткость амортизатора необходимо определить, рассчитав её по исходным данным. В отличие от стальных пружин резиновые элементы имеют нелинейную упругую характеристику. Их жесткость зависит от величины предварительного сжатия. Амортизатор подвески состоит из двух резиновых шайб 1, сжатых между стальными шайбами 5. Общий вид амортизатора подвески показан на рис. 3. 1 5 0 1 2 3 4 5 6 Рис. 3. Резинометаллический амортизатор маятниковой подвески ТЭД: 1 – резиновая шайба 2 – нижняя шайба 3 – гайка 4 – подвеска 5 – верхняя шайба 6 – кронштейн подвески ТЭД; 7 – тяговый электродвигатель 10 Шайбы амортизатора, помимо динамической нагрузки, воспринимают вес половины двигателя д, реакцию тягового момента т и предварительный натяг п. Предварительный натяг необходим для того, чтобы исключить «раскрытиеамортизатора» (снижение нагрузки на одну из шайб до нуля и появление зазора. Такое положение возможно для верхней шайбы, если реакция на тяговый момент направлена вниз и действует совместно с весом двигателя, а предварительный натяг недостаточен. Чтобы заведомо исключить такую возможность, примем величину предварительного натяга д п т P P R = + (8) Реакцию на подвеске от действия тягового момента можно определить из уравнения равновесия моментов сил, действующих на двигатель в режиме тяги т к т) Расчетная сила тяги принимается максимальной из условия ограничения по сцеплению. Для электровоза переменного тока величина силы тяги определяется как 4 0 28 0 0006 2 2 50 т ст ст , , V F П П V = ψ = + − + , (а) где – скорость движения км/ч. В момент трогания при V = 0 и ψ = 0,36 имеем 36 2 m ст F , П = ⋅ (б) Высота шайбы в свободном состоянии принимается в пределах h 0 = 0,06...0,09 м, а размеры поперечного сечения шайбы определяются из условия прочности, те. действующее напряжение не должно превышать допустимое, которое составляет [ σ] = (3…5) 10 3 кПа. (10) Следует напомнить, что напряжение в один килопаскаль равно одному килоньютону на квадратный метр, те. в ранее принятой технической системе единиц [ σ σ σ σ] = 30..50 кг/см 2 Ориентировочно площадь рабочего сечения шайбы можно рассчитать по формуле 11 [ ] ( ) 2 д п т P P R S + + = − ε σ (11) Коэффициент (1– ε) учитывает изменение площади поперечного сечения при сжатии шайбы. Относительная деформация ε при предельной величине сжатия max h ∆ находится в диапазоне 0 0 1 0 25 max h , ... , h ∆ ε = = (12) Если сила измеряется в килоньютонах (кН), напряжение в килопаскалях (кПa), то площадь получается в квадратных метрах (м. Внутренний диаметр шайбы вн d определяется по диаметру болта подвески с учетом зазора на радиальное расширение шайбы при ее аксиальном сжатии -3 0 075 (2 5) 10 вн , ... d = + м. (13) Тогда наружный диаметр с учетом площади сечения 4 н вн S d d = + π (14) Оформлениешага 1. Рассчитатьреакциюнаподвескеотдействиятяговогомомента R m , кН , согласновыражению (9). 2. Рассчитатьвеличинупредварительногонатяга P n поформуле (8). В формуле (8) вестяговогодвигателя д, кН, определяетсякак 3 ( ) 10 д к я m m g P − = + ⋅ . 3. Согласноформуле (11) определитьплощадьрабочегосечения шайбы S, м. Относительнаядеформациясжатия εпринимаетсяизин- тервала (12). 4. Задатьирассчитатьпоформулам (13) и (14) внутреннийинаруж- ный диаметрышайбы d вн и нм, выбратьвысотушайбы h 0 , м. 5. Изобразитьэскизшайбывсвободномсостоянии. 12 3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЖЕСТКОСТИ И ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ АМОРТИЗАТОРА Характеристика шайбы, те. зависимость между усилием P и деформацией, определяется выражением ( ) 2 2 0 н вн h h P Ee EeS d d h h h h π ∆ ∆ = − = − ∆ − ∆ , (15) где 5·10 3 кПа – модуль упругости резины e – коэффициент формы для шайбы при осевом сжатии и полном сцеплении торцов резиновой шайбы с металлическими шайбами. Коэффициент формы определяется 0 1 4 67 н вн d d e , h − = + (16) Характеристика одной шайбы ( ) P h ∆ показана на рис. 4. P II I h ∆ II h ∆ I h ∆ a I P II P p P p h ∆ p h ∆ p I h ж ж ∆ Рис . 4. Характеристика резиновой шайбы Допуская линейность упругой характеристики амортизатора в диапазоне рабочих нагрузок, можно провести расчет следующим образом. Примем жесткость каждой шайбы во всём диапазоне нагрузок такой, как при действии одного предварительного натяга п. Тогда из выражения (15) можно определить величину предварительного сжатия h a ∆ = : 13 0 н п P a EeS P = + (17) В соответствии с величиной предварительного сжатия шайб жесткость каждой из них, Нм, составит п I II P Ж Ж a = = (18) При изменении нагрузки на подвеску общая высота комплекта шайб остается неизменной, а приращение высоты одной шайбы равно уменьшению высоты другой, те. величины деформации шайб одинаковы. Две шайбы работают как параллельно соединенные упругие элементы, и жесткость амортизатора в целом равна удвоенной жесткости одной шайбы 2 I Ж Ж = (19) При приложении рабочей внешней нагрузки п, 2 д p т P P R = + нижняя шайба сожмется, а верхняя растянется на величину p p P h Ж = ∆ Тогда величина полной деформации верхней I и нижней II шайб будет I p II p a ; h h a , h h = − ∆ ∆ = + ∆ ∆ (20) а нагрузки составят соответственно р II I Ж I I п p II п p ; P P P ; h P P . h P P I Ж = − = − ∆ = + ∆ (21) Для того чтобы амортизатор не раскрылся, должно быть выполнено условие При принятой величине предварительного натяга это условие должно выполняться Для того чтобы была обеспечена прочность шайб, должно быть выполнено условие [ ] II ≥ σ σ , или в развернутом виде ( ) ( ) 0 3 0 3 5 10 2 II II II h h Ee ... h h ∆ ∆ = ≤ σ − ∆ , кПа. (22) Если это условие не соблюдено, необходимо в допустимых пределах снизить предварительный натяг или увеличить наружный диаметр шайб. Рабочие точки верхней и нижней шайб, соответствующие внешней нагрузке , показаны точками I и II на характеристике (рис. 4). Оформлениешага 1. Рассчитатьвеличинупредварительногосжатияшайбы a , м, по формулами. РассчитатьжесткостьоднойшайбыЖ I , кН/м, согласновыражению (18), ажесткостьамортизатораЖ, кН/м, – согласно (19). 3. Определитьдеформациюверхнейинижнейшайб ∆h I , ∆h II подрабочей нагрузкой поформуле (20), высотуверхнейинижнейшайбподрабочейна- грузкой . 4. Рассчитатьнагрузкиверхнейинижнейшайбпоформуле (21). 5. Проверитьвеличинунапряжения, действующеговнижнейшайбев соответствии свыражением (22). Еслинапряжениепревышаетдопусти- мую величину, необходимоуменьшитьпредварительныйнатяг (нотак, чтобы недопускалосьраскрытиеамортизатора) илиувеличитьплощадь рабочего сеченияшайбыиповторитьрасчет; 6. УказатьвеличинуЖнарис. 2. 7. Изобразитьхарактеристикушайбыпопримерурис. 4. Дляпострое- ния использоватьрезультатырасчетапоформулам (20) и (21). 8. Наэскизешайбыштрихпунктирнойлиниейпоказатьконтурышай- бы придеформациях ∆h I и ∆h II . 15 4. РАСЧЕТ АМПЛИТУДНОЙ ЧАСТОТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПЕРЕДАЧИ И ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЗКИ НА ПОДВЕСКЕ ДВИГАТЕЛЯ 4.1. Расчет амплитудной частотной характеристики передачи Амплитуднойчастотнойхарактеристикой (АЧХ) системы называется зависимость амплитуды колебаний от частоты действия возмущающего фактора. Она дает возможность определить реакцию системы на внешнее возмущение и, следовательно, рассчитать дополнительные нагрузки, сопровождающие колебательный процесс, те. АЧХпоказывает |