Для улучшения виброзащиты экипажной части тепловоза и уменьшения воздействия необрессоренных частей на путь создаются и применяются различные системы тяговых приводов. Рассмотренные выше конструкции опорно-центрового и опорно-рамного тяговых приводов обеспечивают различную степень упругой связи ТЭД с колесной парой и снижение динамического воздействия тепловоза на путь.
Опорно-центровое подвешивание ТЭД по своим динамическим характеристикам является промежуточным между опорно-осевым и опорно-рамным и имеет перед ними ряд преимуществ. Наиболее эффективную защиту ТЭД от вибрационных нагрузок со стороны пути обеспечивает опорно-рамный тяговый привод; по сравнению с другими он позволяет получить наименьшую необрессо ренную массу. Нагруженность элементов привода, определяющая его надежную работу, зависит от его конструкции и кинематической схемы.
Разработан целый ряд конструкций усовершенствованных систем тягового привода, выполнены испытания и оценены динамические качества (несколько вариантов опорно-центрового и опорно-рамного привода грузовых тепловозов). Рассмотрим результаты проведенных исследований.
Оценка эффективности опорно-центрового тягового привода проводилась с точки зрения обеспечения заданной прочности и долговечности резинометаллических элементов. Исследовали три марки морозостойкой резины (7842, 2959 и ИРП-1347), конфигурацию резинометалличесйих элементов и оценивали их работоспособность.
Наибольшей долговечностью обладают элементы из резины марки 7842, проработавшие на стенде более 4,0-10® циклов. Математическое ожидание жесткости у новых резинометаллических элементов 2200 Н/мм, а у изношенных 2550 Н/мм. Характеристики вязкости определялись экспериментально по отношению площади петли гистерезиса к площади, лежащей между линией нагружения и осью абсцисс. Коэффициент демпфирования КМБ при 12 упругих элементах 8,24 кН-с/м.
Выбор основных конструктивных параметров привода проводили на основе данных расчетов различных вариантов на ЦВМ. Сопоставлялись три варианта привода: 1) опорно-центровой;
2) опорно-осевой с упругой тяговой передачей; 3) опорно-осевой с жесткой тяговой передачей. По результатам статических, динамических градуировок и измерений получены упруго-диссипативные и инерционные характеристики привода. Для опорно-центрового привода, как системы с 13 степенями свободы, рассчитаны следующие частоты собственных колебаний системы (Гц): 1,28; 6,23; 11,9; 22,0; 31,7; 36,7; 40,6; 55,8; 107,8; 119,1; 352,9; 419; 812. Без учета упругости оси колесной пары (система с шестью степенями свободы) спектр возможных резонансных частот существенно ниже (Гц): 1,29; 6,06; 11,4; 20,5; 32,6; 40,6.
Таким образом, без учета упругости оси колесной пары не представляется возможным выявить высокочастотный спектр динамических нагрузок, действующих на узлы КМБ. Низшая частота обусловлена колебаниями надрессорного строения, вторая частота (6,23 Гц) связана с угловыми колебаниями ТЭД, третья (11,9 Гц) — с крутильными колебаниями полого вала; четвертая (22,0 Гц) — с вертикальными колебаниями корпуса ТЭД вместе с полым валом на упругих элементах; пятая и шестая частоты обусловлены вертикальными колебаниями необрессоренной колесной пары и ее крутильными колебаниями.
На рис. 25, й показаны АЧХ ускорений букс (кривая 1), остова ТЭД (кривая 2), а на рис. 25, б — динамических усилий в зубчатой передаче при ОЦП (кривая 3) и ООП с жесткой передачей (кривая 4). Для колесной пары при ОЦП прослеживаются все
резонансные режимы, анализ которых приведен в предыдущем параграфе. АЧХ корпуса ТЭД имеет иной характер: четко проявляется частота (22 Гц), связанная с упругим опиранием ТЭД (через полый вал) на колесные центры. Колебания необрессорен-ных частей колесной пары с другими более высокими частотами на корпус ТЭД не передаются, что свидетельствует об эффективности применения опорно-центрового подвешивания. Эффективность установки ОЦП следует и из сравнения динамических усилий в зубчатой передаче. Как видно из рис. 25, б, при частотах 20-22 Гц и более АЧХ динамических усилий при ОЦП проходит ниже, чем АЧХ при ООП.
Анализ расчетных данных позволяет сделать вывод о том, что опорно-центровым подвешиванием можно существенно сузить частотный состав и уменьшить амплитуды виброускорений корпуса ТЭД. Насколько снизятся виброускорения ТЭД при ОЦП по сравнению с виброускорениями при ООП зависит от условий эксплуатации, в первую очередь, от состояния верхнего строения пути. Эффективность ОЦП особенно проявляется в области высоких частот. Кроме того, при ОЦП можно применить подшипники качения и существенно улучшить условия работы тягового редуктора (отсутствие перекосов в зубчатой передаче, фиксированная централь и т. д.).
Экспериментальными исследованиями предусматривалось сравнение динамических характеристик трех конструкций КМБ: с опорно-центровым, опорно-рамным и опорно-осевым подвешиванием ТЭД. ОЦП и ОРП устанавливались на тепловозе ТЭП60-0597, а ООП — на тепловозе 2ТЭ116-003. Измерения различных параметров проводились одновременно на всех трех КМБ на фиксированном участке пути: 1) коротком участке (прямом при движении со скоростью до 140 км/ч и кривом радиусом /? = = 1000 и 300 м со скоростью до 120 и 85 км/ч); 2) участке большой протяженности.
| Участок | Скорость V, км/ч | ОЦП | ООП | ОРП | Участок | Скорость V, км/ч | ОЦП | ООП | ОРП |
| Букса | Остов | ||||||||
| і | 70 | 7,9 | 4,3 | 10 | і | 70 | 2,2 | 4 | 1,3 |
| 100 | 8 | 5,6 | 10 | 100 | 2,8 | 4,5 | 2 | ||
| 120 | 8,2 | 5,7 | 11 | 120 | 3 | 4,8 | 2,2 | ||
| 2 | 70 | 21 | 19,5 | 23,5 | 2 | 70 | 11 | 15,4 | _ |
| 100 | 22 | 19,7 | 22 | 100 | 11,8 | 16 | — | ||
| 120 | 22 | 20,5 | 22,3 | 120 | 12 | 16 | — |
Анализ полученных при испытаниях осциллограмм показывает, что ускорения необрессоренных частей характеризуются широким спектром частот: низкочастотные — до 15-20 Гц; среднечастотные — до 160-200 Гц; высокочастотные — до 600 Гц и более. Для ОЦП наибольшие амплитуды виброускорений наблюдаются при частоте около 20 Гц, соответствующей частоте собственных колебаний массы ТЭД на упругих элементах муфт, при других более высоких частотах ускорения корпуса ТЭД существенно меньше. В табл. 13 приведены зависимости максимальных ускорений (в долях g) остова ТЭД и букс от скорости о движения тепловоза для испытанных вариантов тягового привода.
Опытные данные подтверждают большую эффективность опорно-центрового привода по сравнению с опорно-осевым по уровню вибронагруженности остова ТЭД. Это следует из зависимостей ускорения 2 букс (линия 1) и остова ТЭД (линии 2 и 3) от скорости V (рис. 26). Ускорение остова ТЭД над осью колесной пары меньше ускорения букс в 2,5-
3 раза. При снижении жесткости резинометаллических элементов (линия 3) эффективность ОЦП возрастает. Так, при о=100 км/ч на участке 1 максимальные ускорения остова ТЭД при ООП,
ОЦП и ОРП соответственно равны 4,5; 2,8 и 2^. При ОЦП ускорение меньше в 1,6 раза, чем при ООП. Минимальные значения г получены при ОРП. Ускорение букс колесной пары изменяется в обратной последовательности (5,6; 8,0 и 10^), т. е. они растут по мере уменьшения необрессо-
Рис 26. Зависимости от скорости движения максимальных амплитуд вертикальных ускорений букс колесной паріьі и остова ТЭД при ОЦП, полоса частот 0-160 Гц ренной массы КМБ. Большая эффективность ОЦП подтверждается и соотношением виброускорений буксы и остова ТЭД, которое при ООП равно 1,25, при ОЦП 2,9, при ОРП 5.
При испытаниях на магистральном загруженном участке 2 уровень ускорений во всех вариантах более высокий: для букс и остова ТЭД ускорение г в 2-2,5 раза выше, чем на участке 1. Эти данные подтверждают эффективность применения ОЦП. Так, при скорости 100 км/ч ускорение остова ТЭД при ОЦП меньше на 35% (ПДё’ вместо 1б?) по сравнению с измеренными значениями при ООП.
При статистической обработке экспериментальных данных находились плотности распределения амплитуд ускорений букс и остова ТЭД. Процесс центрировался относительно нулевого значения и плотности распределения строились отдельно для положительных и отрицательных значений. При этом определялись математическое ожидание, дисперсия, средние квадратические и максимальные значения при 3 %-ном уровне значимости. Для мгновенных амплитуд виброперемещений необрессоренной колесной пары при низкой и средней скорости движения может быть принят нормальный закон распределения с изменением его на бимодальный при высокой скорости. Распределение амплитуд ускорений букс лучше всего описывается законом Райса. Проверка по критерию х2 показывает, что вероятность Р(х)2 = 0,05-1-0,1.
На основании статистической обработки получены характеристики случайного процесса ускорений букс колесной пары и остова ТЭД тепловоза 2ТЭ10В по результатам эксплуатационных испытаний (табл 14).
При исследовании динамических показателей качества ОЦП подтверждены расчетные данные об эффективности снижения жесткости опирания ТЭД на колесные центры. Например, при уменьшении жесткости резинометаллических элементов в 2 раза математическое ожидание вертикальных ускорений остова ТЭД
Таблица 14
| Скорость движения V, | км/ч | ||
| Параметры гтати1 еского распределения | 40 | 70 | 100 |
| Математическое ожидание (амплитудные значения) | 1,55 | 1,8 | 2,3 |
| 1,95 | 2,9 | 4 | |
| Дисперсия | 1,8 | 3,5 | 7,1 |
| 4,3 | 10,6 | 19,2 | |
| Максимальное ускорение | 4 | 5,5 | 9,5 |
| 6 | п | 14 |
Примечание В числителе даны значения для остова ТЭД, в эн шснателе — для буксЫ колесной пары и максимальные измеренные их значения снизились также в 2 раза. Однако при этом возникла опасность значительного увеличения деформации резиновых элементов. Одновременно с ростом вертикальных ускорений букс колесной пары и ТЭД увеличивается динамический крутящий момент Ма (кН-м) на валу якоря (пропорционально ускорению остова ТЭД)
где к=0,8 для грузовых тепловозов с двигателями ЭД118А и ЭД118Б при ООП; к=0,4 при ООП с УСЗК; к = 0,55 при ОЦП; г в долях ?
В процессе испытаний исследовался температурный режим резиновых элементов при торможении Измерение температуры ір резины и различных мест колесного центра показали, что чрезмерный разогрев резины ОЦП даже при непрерывном торможении не наблюдается: /Р^:30°С при температуре окружающего воздуха минус 10 °С. Рабочий интервал температур для резины марки 7842 /р==-55-ь80°С.
Проведенные исследования показали возможность создания опорно-центрового тягового привода для грузовых тепловозов 2ТЭ116, который по сравнению с опорно-осевым приводом имеет меньшее ускорение остова ТЭД, фиксированное минимально возможное межцентровое расстояние, возможность применения подшипников качения и отличается отсутствием жесткой связи ТЭД с осью колесной пары
Динамика опорно-рамного тягового привода третьего класса исследовалась с помощью ЦВМ При оценке динамических качеств привода положение остова ТЭД и полого вала описывалось следующими обобщенными координатами: <71 — — вертикаль ные перемещения ТЭД в точках крепления его к раме тележки; #4 — то же, центра тяжести полого вала; <75 — д6 — углы поворота полого вала вокруг продольной (X) и поперечной (У) осей пути; <77 — угол поворота зубчатого колеса.
Дифференциальные уравнения движения решались на ЦВМ. При исследовании 22 конструктивных вариантов оценивалось влияние на динамические характеристики привода жесткости крепления остова ТЭД к раме тележки, муфт и др. При анализе главных форм колебаний системы для исходного варианта определены следующие частоты собственных колебаний системы: парциальная частота угловых колебаний якоря на упругих муфтах 3,4 Гц; парциальные частоты колебаний корпуса ТЭД на упругих опорах 13,1; 18,7; 47,9 Гц; частота вертикальных перемещений полого вала 41 Гц; парциальные частоты угловых колебаний полого вала 33,9 и 65,2 Гц
Анализ АЧХ и ФСП показывает, что при расцеитровке двигателя с осью колесной пары при первом резонансе (3,4 Гц) происходит незначительный поворот зубчатого колеса. Более заметны резонансы при частотах 13 и 18,7 Гц; модуль <74^ 0,005; при этом возникает дополнительное усилие на муфту в вертикальном направлении (примерно 2 кН) и усилие в упругих элементах опор двигателя к раме тележки (6-7 кН). Возмущение от расцентров-ки полого вала связано со скоростью движения тепловоза («оборотная» частота), поэтому более высокие резонансные частоты выходят за рамки реальной скорости движения. Случайные вертикальные колебания колесной пары (низшей и высшей частоты) практически не передаются через полый вал на тяговый редуктор и ТЭД. Амплитуда АЧХ координат «д и д2 не превышает 8-Ю-3, что соответствует динамической нагрузке в опорах двигателя к раме при максимальной расцентровке полого вала 30 мм всего 1,5 кН.
Установлено, что уровень реальных динамических нагрузок в приводе и узлах крепления двигателя к раме тележки в исследованном диапазоне частот и скоростей движения тепловоза очень низок. Диссипативные характеристики муфт обеспечивают эффективную виброзащиту ТЭД, и на всех резонансных режимах не наблюдается заметного роста амплитуд колебаний. Таким образом, данная конструкция опорно-рамного тягового привода обеспечивает эффективную защиту ТЭД и редуктора от высокочастотных вибраций необрессоренных частей.
Экспериментальные исследования натурного образца проводились на вибростенде с ускорением 12-15^, расцентровкой полого вала 30 мм. Испытания показали, что ускорения колесной пары до 10-15^ практически не передаются на остов ТЭД, динамический крутящий момент на валу якоря не превышает 800 Н-м. В динамических испытаниях привода на тепловозе ТЭП10-333 изучалось напряженное состояние упругих муфт привода — основного элемента, определяющего работоспособность конструкции. Максимальный крутящий момент при трогании с места достигает 8,5-8,7 кН-м, при этом деформация муфт составляет 0,135-0,145 рад. Жесткость муфты, определенная для этой деформации, 2,1-105 Н-м/рад (во время стендовых испытаний получена жесткость 2,26ДО5 Н-м/рад). Наибольшие напряжения в муфтах возникают в режиме боксования, т. е. при реализации крутящего момента по сцеплению. При работе на трех двигателях было получено боксование с развитием колебательных процессов (перемежающиеся боксования) и только при отключении пяти двигателей и нагружении одного полным током главного генератора получено нарастающее боксование, при этом измеряемые параметры характеризовались величинами, приведенными ниже.
| Измеряемая сила тока якоря /я, А………
Момент на валу двигателя перед началом боксования |
1030 | 1260 | 1640 |
| Мсц, кН •………………… | 8,65 | 11,6 | 16,6 |
| Динамическая составляющая момента Мя, кН-м… Коэффициент сцепления (нагрузка на ось взята по ре- | 2,6 4,15 | 3,9 | 5,8 |
| 0,216 | 0,29 | 0,413 |
Сравнение измеренных амплитуд ускорений букс колесной пары и остова ТЭД при ОРП и ООП показало, что уровень верти кальных ускорений остова ТЭД при ОРП значительно ниже, чем лри ООП. Например, при скорости и=100 км/ч ускорение ТЭД при ООП достигает 14^, а при ОРП — не более 0,4^. Касательное напряжение в полом валу, полученное при разной скорости движения тепловоза в прямых и кривых участках пути, определяется рабочим крутящим моментом, а вертикальное перемещение колесной пары не вызывает динамических напряжений в полом валу (следовательно, в тяговой зубчатой передаче).
При трогании тепловоза наблюдалось быстрое затухание колебаний якоря с частотой 3,4 Гд, и коэффициент динамичности во всех случаях йд^1,2. При эксцентричном расположении полого вала напряжения несколько возрастают, однако наибольшие их значения невелики (3 МПа); относительные перемещения колесной пары при прохождении стыков и неровностей пути не вызывают динамических сил в зубчатой передаче и угловых ускорений якоря, что ограждает его от дополнительных динамических моментов, свойственных опорно-осевому приводу.
Динамика опорно-рамного тягового привода второго класса (см. рис. 10) исследовалась теоретически и экспериментально. На грузовом тепловозе 2ТЭ121 применен опорно-рамный тяговый привод второго класса -¦ электродвигатель полностью обрессо-рен, а редуктор установлен на необрессоренной колесной паре. Положение системы описывается следующими обобщенными координатами: <71 — вертикальные перемещения колесной пары, м; <7г — вертикальные перемещения массы тележки, приходящейся на колесную пару, м; <73 — угловые перемещения венца зубчатого колеса, рад; q/^ — угловые перемещения корпуса редуктора, рад; <7б — то же, наружного фланца муфты, рад; — то же, якоря ТЭД, рад; — то же, колесной пары, рад; д8 — вертикальные перемещения массы кузова, м.
Кинетическая, потенциальная энергия и функция рассеяния системы соответственно равны
^7 = % — (1+0 <74+ Чз Д8=<7б — 96-
Уравнение движения в матричной форме имеет вид
Ац + Вц -(- Сд = (2,
где А, В и С — квадратные матрицы восьмого порядка коэффициентов уравнений; ф — случайная обобщенная возмущающая сила.
Исходные данные (использована часть данных натурных измерений и градуировок): тр=440; тш-27,6; тк=14 275; /2=
=363 кг-м2; /3=37,4; /р=235,4; /ф=5,8; /5 = 75, сфз = 2,04Х ХЮ6 Н-м/рад; с4=1,06-107; сф5=0,29-106 Н-м/рад; сф6 =0,34Х ХЮ6 Н-м/рад; Ьк=0,91-105 Н-с/м; л;с = 0,307 м; /р = 0,59 м; 2Д=0,93 м; а=15°; а4=4°30′.
В результате расчета определены частоты собственных колебаний системы, изменение обобщенных координат <7г=/(7), динамические усилия Рх в зубьях передачи, крутящий момент на торсионном валу Мв и др. По амплитудно-частотным характеристикам оценивалось влияние различных конструктивных факторов тягового привода, определялись его показатели качества. Сопоставлены АЧХ следующих вариантов исполнения привода: 1) исходный; 2) с увеличенным статическим прогибом второй ступени рессорного подвешивания до 80 мм при /0 = 149 мм; 3) с увеличенной жесткостью упругого венца зубчатого колеса до сфз = =20,4-106 Н-м/рад; 4) то же, муфты до сф5=2,9-106 Н-м/рад;. 5) то же, торсиона до сфб=3,4-106 Н-м/рад.
Частоты собственных колебаний, зависящих от упруго-инерционных характеристик привода, для второго варианта следующие (Гц):
№………….. 1 2 3 4 5 6 ‘7 8
/0…………. 1,28 3,18 5,4 20,6 26,3 38,8 44,8 77,5
Анализ показывает, что все частоты находятся в рабочем диапазоне возмущений, вызываемых неровностями пути. Две первые частоты (1,28 и 3,18 Гц) соответствуют парциальным частотам колебаний обрессоренных частей кузова и тележки, третья (5,4 Гц) — колебаниям якоря, четвертая (20,6 Гц) и пятая (26,3 Гц) частоты системы связаны с вертикальными и угловыми колебаниями колесной пары на упругом пути. Более высокие частоты 38,8; 44,8 и 77,5 Гц близки к парциальным угловым колебаниям корпуса редуктора, фланца муфты и венца зубчатого колеса.
АЧХ колебаний кузова заметно возрастает только на собственной частоте, при других более высоких частотах амплитуда колебаний близка к нулю. Для тележки резонансными являются частоты 1,28; 3,18 и 5,4 Гц, связанные с вертикальными колебаниями надрессорного строения и якоря ТЭД.
В данной системе ОРП вертикальные колебания обрессоренных частей экипажа связаны с крутильными колебаниями элемен-
Рис 27 Амплитудно-частотная характеристика угловых перемещений элементов КМБ:
1 — якорь, 2- колесная пара; 3 — редуктор варианта соответственно 2 и I, — —
вариант 2,——вариант 1
тов тягового привода, и отстройка собственных частот колебаний привода от частот колебаний надрессорного строения невозможна при таком малом различии частот (3,18-5,4 Гд).
АЧХ колебаний якоря (кривая 1, рис. 27) возрастает лишь на низких частотах, затем резко снижается. АЧХ таких элементов, как редуктор (кривые 3 и 4), колесная пара (кривая 2) и, особенно, фланец муфты имеют максимумы при нескольких частотах. Например, для редуктора при двухступенчатом рессорном подвешивании резонансные амплитуды имеют место на частотах 26,3 и 44,8 Гц.
Упругий венец заметно резонирует на третьей — пятой частотах и особенно сильно на седьмой. Для корпуса редуктора характерны резонансы на четвертой и шестой частотах. Важное значение имеют колебания фланца муфты, в значительной степени определяющие динамические нагрузки в торсионе и муфте. Нарастание амплитуд угловых колебаний фланца муфты имеет место не только при низких частотах, связанных с колебаниями надрессорного строения и якоря, но и при высоких. Аналогично изменяется АЧХ динамических усилий в зубьях тяговой передачи: значительное увеличение динамических усилий в зубьях наблюдается при тех же частотах. Представляет интерес АЧХ динамического воздействия необрессоренных частей на путь. Динамические усилия в опорно-рамном приводе, связанные с колебаниями упругого венца, фланца муфты, якоря и других узлов проявляются в увеличении воздействия К.МБ на путь и суммарной жесткости верхнего строения. Это влияние может быть оценено значениями приведенной массы необрессоренной колесной пары и жестко сти, для определения которых рекомендуются следующие формулы:
В приведенной необрессоренной массе тпр масса колесной пары составляет 87 %, корпуса редуктора 11 % и шестерни 1,4 %. Из структуры формулы видно, каким образом можно снизить силы инерции необрессоренных частей: уменьшением не только массы и моментов инерции, но и линейных размеров хс, 1Р и /д и углов а и 04- Приведенная жесткость зависит от жесткости пути, буксовой ступени рессорного подвешивания и муфты.
Перераспределение статического прогиба между ступенями рессорного подвешивания с увеличением величины прогиба первой ступени оказывает большое влияние на характер развития колебаний в приводе: для всех обобщенных координат положительно сказывается сосредоточение большей части суммарного статического прогиба рессорного подвешивания в первой ступени. Обращает внимание наличие острого резонанса на частоте около 3 Гц для АЧХ обобщенных координат, что свидетельствует о необходимости усиления виброзащиты рессорного подвешивания. Принятое для тепловоза 2ТЭ121 распределение статического прогиба между ступенями подвешивания (129 мм в первой ступени, 20 мм во второй) обеспечивает снижение воздействия на путь и динамических нагрузок в тяговом редукторе по сравнению с вариантом, когда большая часть прогиба сосредоточена во второй ступени.
Увеличение жесткости упругого венца зубчатого колеса привело к заметному уменьшению амплитуд динамических усилий в тяговом редукторе, и по этому важному показателю качества системы целесообразно отказаться от УСЗК в приводе. Причем рост АЧХ колебаний фланца муфты наблюдается на нескольких резонансных для системы частотах, одновременно возрастают и динамические напряжения в торсионном валу.
Увеличение жесткости муфты (вариант исполнения привода 4) не привело к заметному изменению динамических характеристик тягового привода. Последующие испытания привода на стенде и под тепловозом в основном подтвердили ожидаемые характеристики и правильность рекомендуемых исходных данных.
Проведенные динамико-прочностные испытания тепловоза 2ТЭ121-003 дали следующие результаты. Максимальные значения вертикального ускорения букс, корпуса редуктора над осью колесной пары и остова ТЭД в диапазоне частот до 125 Гц равны (7-8,5)^; (6-6,5)^ и (0,5-0,7)^. Динамический крутящий мо
мент на входном валу тягового редуктора и торсионном валу обусловлен колебаниями привода и имеет два выраженных диапазона частот: 3,5-7,5 Гц и 42-46 Гц. Низшая форма колебаний определяется моментом инерции якоря и крутильной жесткостью тор-сиона и муфты; более высокий диапазон частот обусловлен податливостью соединения упругого венца с зубчатым колесом, торсионного вала и резинокордной муфты. Колебания привода, как показали испытания, возбуждаются колесной парой при прохождении неровностей пути и колебаниями надрессорного строения. Динамический крутящий момент на торсионном валу составляет 4800 Н-м при частоте колебаний 3,5-7,5 Гц и скорости движения 100 км/ч и 400 Н-м при частоте 42-46 Гц.
Вследствие высокого уровня динамических нагрузок, действующих в тяговом приводе тепловоза 2ТЭ121, появилась необходимость повышения надежности подшипников осевого редуктора, муфт и посадочных мест торсиона, узла подвески реактивной тяги. С этой целью целесообразно вместо резинокордной муфты применять, например, уравновешенную шарнирно-поводковую муфту [11], которая позволяет значительно упростить тяговый привод тепловоза 2ТЭ121, так как исключаются торсионный вал, резинокордная и зубчатая муфты.
Испытания уравновешенной шарнирно-поводковой муфты на стенде и под тепловозом подтвердили ее высокие кинематические свойства: при радиальном смещении валов не возникает заметных неуравновешенных сил. Эта муфта может передавать крутящий момент до 35 кН-м, при эксцентриситете до 25 мм и угле излома валов до 1,5°.
Усовершенствованием узла подвески осевого редуктора к раме тележки можно снизить осевые силы, действующие на подшипники редуктора при поперечных разбегах колесной пары, до +15- 20 мм. Этого можно достичь установкой удлиненной подвески реактивной тяги со сферическими опорами на подшипниках типа ШС или на цапфах, расположенных вдоль оси тепловоза, применением более долговечных подшипников осевого редуктора (средней серии) и консистентного смазочного материала.
Таким образом, привод второго класса по динамическим качествам и по воздействию на путь уступает приводу третьего класса. Для привода второго класса резонансные частоты охватывают широкий диапазон от 1,5-2 до 80 Гц и более, что затрудняет выбор эффективных способов виброзащиты.
3. ДИНАМИКА ОБРЕССОРЕННЫХ ЧАСТЕЙ ТЕПЛОВОЗА
Как уже отмечалось, исследования динамических процессов взаимодействия тепловоза и пути проводят в большинстве случаев по разным математическим моделям для необрессоренных и обрессоренных частей экипажа. В результате не только упрощается математическая модель, но и конкретизируется поставленная задача. В частности, при выборе упруго-диссипативных характеристик рессорного подвешивания достаточно принять такие показатели качества, как ускорение и перемещение масс кузова и тележек.
Исследования по созданию и доводке системы рессорного подвешивания многих отечественных тепловозов (2ТЭЗ, 2ТЭ10Л, 2ТЭ116 и др.) позволили не только выбрать рациональные параметры упруго-диссипативных связей тепловозов, но и выработать рекомендации по проектированию новых конструкций. Из опыта эксплуатации следует, что экспериментальная доводка конструкции всегда целесообразна, поскольку позволяет выбрать характеристики экипажа с учетом влияния функции воздействия неровностей пути, которая характеризуется статистическими категориями.
В процессе экспериментов исследовались различные варианты конструкций в сопоставимых условиях. Рассмотрим результаты некоторых вариантных испытаний различных систем и конструктивных решений рессорного подвешивания тепловозов, а также специальных исследований по выбору рациональных упруго-диссипативных характеристик.
⇐Влияние конструкции колесно-моторного блока на динамические качества тепловоза | Экипажные части тепловозов | Динамические характеристики тепловозов с пружинным рессорным подвешиванием⇒