Влияние конструкции колесно-моторного блока на динамические качества тепловоза

Опыт эксплуатации тепловозов с опорно-осевым приводом показывает, что на долю трех узлов (ТЭД, моторно-осевые подшипники и тяговый редуктор) в зимнее время приходится до 70 % всех неисправностей экипажа.

Ремонт и обслуживание узлов КМБ является трудоемкой операцией, связанной с его разбором. Этим объясняются повышенные требования к надежности узлов экипажной части. Так, срок службы тяговых зубчатых передач должен составлять 1,2 млн. км пробега при вероятности безотказной работы, равной 0,95. На пассажирских тепловозах это требование выполняется, а на грузовых при опорно-осевом подвешивании срок службы зубчатых колес иногда составляет 400-700 тыс. км пробега, а шестерни заменяют по износу через 300-350 тыс. км. Сменяемость шестерен на колесную пару достигает 0,234 на секцию в год.

Причинами меньшего срока службы тяговых зубчатых передач на грузовых тепловозах с опорно-осевым подвешиванием ТЭД по сравнению с пассажирскими тепловозами являются тяжелый режим работы, большие динамические нагрузки, неравномерное прилегание зубьев по длине ввиду прогиба оси колесной пары и вала якоря, увеличение межцентрового расстояния, наличие зазоров МОП. К важным факторам, влияющим на условия работы тяговой передачи, относятся зазоры между зубьями и в МОП, отклонение профиля зуба от эвольвенты.

Нормальные условия работы передачи обеспечиваются лишь в начальный период, когда зазоры между зубьями не превышают 1,5 мм. При дальнейшем увеличении зазоров, особенно после установки изношенного колеса с новой шестерней, условия работы значительно ухудшаются. Испытания показали резкое ухудшение динамики привода при отклонении от профиля эвольвенты зуба более 0,1-0,12 мм. Допустимая величина зазора моторно-осевого подшипника в эксплуатации достигает 3 мм, что приводит к из менению межцентрового расстояния, перекосу зубьев. Начальные зазоры в подшипнике не должны превышать 0,4-

0,6 мм, а браковочные в эксплуатации - 2,2 мм.

Для повышения надежности и срока службы тягового редуктора внедрен комплекс конструкторско - технологических мероприятий: применены высоколегированные марки стали и цементация шестерен, накатка впадин и контурная закалка зубьев колес, новый сорт смазочного материала марки СТП, который обладает высокой адгезией к металлу, водостойкостью, хорошими противоизносными свойствами, устойчивостью против коррозии. В случае использования СТП на тепловозе 2ТЭ10Л износ шестерен снизился в 1,5-2,6 раза, а средний срок службы до предельного износа (3 мм) повысился с 300-400 до 600- 800 тыс. км пробега.

Эффективным средством повышения надежности КМБ является применение упругих самоустанавливающихся зубчатых колес (рис. 21). Зубчатое колесо состоит из венца 1, ступицы 5, двух тарелок 4, тройных упругих 2 и двойных упорных резинометаллических элементов 7, стопорных колец 3. Венец относительно ступицы центрируется бочкообразными роликами 6, которые позволяют ему иметь угловую податливость в поперечном направлении до 30'. Эта особенность важна для тепловозов, так как улучшает прилегание зубьев при перекосах осей колеса и шестерни тягового редуктора.

Упругие элементы состоят из трех резинометаллических блоков, объединенных общей внутренней втулкой. Окружное усилие передается на средний блок, затем на два крайних, жесткость которых равна жесткости среднего блока, что обеспечивает их равномерный прогиб. Тройной упругий элемент изготовлен из резины Н068-1. Она прочна, эластична, масло-, морозо- и теплостойка. Упорные упругие элементы состоят из двух блоков. При установке упорного элемента в зубчатое колесо между отверстием в диске венца и средней частью упорного элемента имеется зазор и элементы начинают деформироваться после того, как венец колеса повернется под действием крутящего момента М на 5 мм по окружности при номинальной мощности тепловоза.

Упругое самоустанавли-вающееся зубчатое колесо тягового редуктора тепловоза 2ТЭ116

Рис. 21. Упругое самоустанавли-вающееся зубчатое колесо тягового редуктора тепловоза 2ТЭ116

Рис. 22 Характеристика жесткости сф УСЗК и зависимость момента М тягового двигателя от скорости V

Рис. 23. Зависимости от скорости V движения максимальных амплитуд колебаний динамического крутящего момента Мя на валу якоря ТЭД тепловоза 2ТЭ10Л в различных диапазонах частот-

і - упругое колесо, новая шестерня; 2 - упругое колесо, изношенная шестерня, 3 - жесткое колесо, изношенная шестерня

Как видно из рис. 22, изменение характеристики жесткости Сф УСЗК происходит в точке А при моменте М = 18 кН-м и скорости движения V - 25 км/ч (точка Б).

Для оценки эффективности применения упругой тяговой передачи проведены динамические испытания тепловоза 2ТЭ10Л (тележка первой группы) на участке с рельсами Р50 и Р65. Записывались динамический крутящий момент Мя на валу якоря, усилия в подвеске ТЭД, деформации упругого венца относительно ступицы, вертикальные ускорения ТЭД и букс и другие параметры. Испытывались упругий привод с линейной характеристикой (все 16 блоков тройные) и нелинейной (с одинаковым числом упорных и тройных блоков), новая и изношенная шестерни, жесткий венец (для сравнения) и пр. Упругие венцы перед началом испытаний градуировали непосредственно под тепловозом. Жесткость опытных вариантов колес для венца с линейной характеристикой равна 2,17-10® Н-м/рад, при нелинейной характеристике жесткость первого участка 1,35-10® Н-м/рад. В испытаниях подтверждена полученная расчетом на ЦВМ эффективность применения нелинейной характеристики УСЗК - динамический момент снижается на 25-30 %.

На рис. 23 приведены зависимости максимальных амплитуд динамического крутящего момента Мя от скорости V движения на валу якоря с упругой и жесткой тяговой передачей в различном диапазоне частот. Динамический крутящий момент Мя в диапазоне частот 2,5-12 Гц при жестком тяговом редукторе с изношенной шестерней на скорости 100 км/ч достигает 13 кН-м (сплошная линия 3). Применение УСЗК обеспечивает снижение момента до 4,2 кН-м при изношенной шестерне (сплошная линия 2) и до 4 кН-м при новой шестерне (сплошная линия 1),

Еще более существенный положительный эффект по снижению динамического крутящего момента дает применение УСЗК в высокочастотной области (120-600 Гц): при изношенной шестерне момент снижается с 11 кН-м (штриховая 3) до 5 кН-м, т. е. более чем в 2 раза. При новой шестерне измеренные значения момента в редукторе с УСЗК Л1я^1 кН-м. Усилия, действующие на зубья передачи и якорные подшипники двигателя при применении упругой тяговой передачи, уменьшаются в 2-3 раза по сравнению с жесткой передачей.

Для оценки степени концентрации нагрузки при жесткой и упругой передаче измерялись напряжения по торцам зубьев колеса. Для жесткой передачи при давлении на зуб\шестерни 100 кН и перекосе осей зубчатого колеса и шестерни тягового редуктора 8-10~3 рад угол перекоса зубьев составил 4-10-3 рад, длина полуоси эллипса контактной площади между зубьями 40 мм, коэффициенты концентрации удельной нагрузки и контактных напряжений соответственно 10,5 и 3,3. При применении упругого само-устанавливающегося зубчатого колеса контакт происходит по всей длине зуба вследствие дополнительного перекоса зубчатого колеса от прогиба резиновых элементов. Коэффициент концентрации нагрузки уменьшается в 4-5 раз. Изгибные напряжения с внутренней стороны торца зуба при жесткой передаче достигают 191 МПа, а при упругой - 47 МПа.

Результаты обследования тепловозов 2ТЭ10Л с УСЗК после эксплуатации с пробегом более 600 тыс. км показали, что рабочая поверхность зубьев колес и шестерен при УСЗК имеет равномерную приработку по всей длине, незаметны искажения профиля эвольвенты, питингов и заеданий. Рабочие поверхности жестких зубчатых колес имеют следы усталостных контактных разрушений, односторонний абразивный износ, прогрессирующие пи-тинги. При пробеге 400-500 тыс. км наблюдаются сплошные зоны вырыва металла и искажение эвольвенты. Износ зубьев шестерен и упругих колес тепловозов, эксплуатирующихся в зимних условиях, примерно в 2 раза меньше, чем при жесткой передаче. На тепловозах 2ТЭ116 и 2ТЭ10Л, эксплуатирующихся в средней полосе, это различие величин износа еще больше (в 5-6 раз).

Резинометаллические элементы работают удовлетворительно. Так, после пробега 500 тыс. км тепловозов заменяется не более 5% РМЭ. На тепловозе 2ТЭ10Л-1555 после 730 тыс. км пробега 30 % элементов были пригодны к дальнейшей эксплуатации. Упорные резинометаллические элементы работают меньший срок и заменяются по подрезу и сползанию резиновых втулок. Например, на тепловозе 2ТЭ10Л-1555 за пробег 542 тыс. км заменено двенадцать.

Для повышения надежности проведена модернизация упорных резинометаллических элементов, и они начали работать более надежно (со сроком службы 400-600 тыс. км пробега). В процессе эксплуатации тепловозов с УСЗК наряду с существенным уменьшением износа зубьев снизились число механических поврежде йий ТЭД, вероятность боксования, уменьшился износ бандажей. УСЗК внедрены в серийное производство на грузовых тепловозах 2ТЭ10В и 2ТЭ116. Опыт эксплуатации показал, что упругая тяговая передача работает надежно: внеплановые ремонты отсутствуют, разборка редуктора проводится после 400-600 тыс. км пробега.

Существенные недостатки имеет узел подвески двигателя к раме тележки (например, износ накладок) [16]. В связи с этим следует установить расстояние ак оси колесной пары до центра угловых колебаний КМБ (см. рис. 17). Очевидно, что наилучшие условия для работы узла подвески ТЭД и рамы будут, если центр колебаний совпадает с осью подвески, т. е. ак=1л. В этом случае динамическое усилие в траверсной подвеске равно нулю. Для определения величины ак рассмотрим угловые колебания ТЭД, как системы с одной степенью свободы (координата 7ю) от воздействия неровностей пути (координата д2). Из выражения (15)

При реальных частотах колебаний КМБ на упругом пути (ш> >120-150 с-1) первыми членами в числителе и знаменателе можно пренебречь, и расстояние от оси колесной пары до центра колебаний йк = Ч/і/Ч/іО ~ Л)/(^п/р)- (1®)

Для тепловоза 2ТЭ116 ак=1,1 м, т. е. близко к /л. Для тепловоза ТЭЗ ак=1,23 м (/0 = 1823 кг-м2, 1 = 4,41), для ТЭМ7 ак= = 0,82 м (г=2,54). Таким образом, у ТЭД типа ЭДТ200 и ЭД118 расположение точки подвешивания к раме тележки близко к оптимальному и жесткость подвесных пружин или их преднатяг не оказывает заметного влияния на динамику КМБ. При УСЗК инерцию якоря при определении приведенного момента инерции можно не учитывать (/5 = 0) и значение а„ меньше примерно вдвое, т. е. центр колебаний приблизится к центру тяжести ТЭД, и жесткость подвески будет играть важную роль. Ее значение следует по возможности уменьшать, применяя подвеску на сферических резинометаллических шарнирах [16].

Кроме упругой тяговой передачи, эффективным способом является уменьшение зазоров в зацеплении, так как интенсивность износа зубьев колес и шестерен, отклонение профиля от эвольвенты оказывают отрицательное влияние на качество работы и надежность тягового редуктора. Для оценки интенсивности изнашивания зубьев тяговых редукторов грузовых тепловозов и влияния его на динамические показатели проведены наблюдения за износом 1965 зубчатых колес тепловозов 2ТЭ10Л и 1400 колес тепло-

Повреждение зубьев Время эксплуатации t, лет
1-2 2-3 3-4 4-5 5-6 6-7 7-8 8-9 9-10
Трещины у ножки зуба 1 3 25 115 83 43 35 1
Сколы, излом - 1 - 8 4 1 1 1 -
Износ - - 2 7 9 12 10 3 1
Усталостное выкрашивание -- 4 12 4 4 5 2 1
Всего обследовано 141 109 292 787 333 150 117 21 15

возов ТЭЗ. Износ определялся как разность исходной толщины зубьев и толщины после наработки За исходную толщину зубьев принято математическое ожидание распределения толщины зубьев: 20,04 мм для тепловоза 2ТЭ10Л и 18,4 мм для ТЭЗ.

Колеса изготовлены из стали 45ХН твердостью рабочей поверхности Н1^СЭ 46,5-59, и проведена секторная закалка с последующей накаткой впадины. Результаты испытаний, с разделением отказов по видам повреждений и распределением по времени эксплуатации, приведены для зубчатых колес тепловоза 2ТЭ10Л в табл. 8

Основным видом повреждений колес является образование трещин у ножки зубьев и по центрам впадин между зубьями, причем трещины возникают после небольшого периода эксплуатации и носят усталостный характер. Отказы по износу и усталостному выкрашиванию возникают при более длительной эксплуатации и в меньшем количестве.

В результате математической обработки статистических распределений наработки зубчатых колес установлено, что среднестатистический годовой пробег зубчатых колес тепловозов ТЭЗ и 2ТЭ10Л равен соответственно 120 и 136 тыс. км, математическое ожидание срока службы зубчатых колес при этом составляет 8,9 и 5,7 года, а средние квадратические отклонения распределений долговечности 2,52 и 1,64 года. Наилучшее соответствие фактической и расчетной зависимостей имеет место при описании процесса изнашивания функцией времени. Получено экспоненциальное уравнение износа зубчатых колес в виде

^6 = 1§(б1 + к) + (^ - к)/А - ЫК

где б, бь А, к - текущие значения соответственно износа, наработки, математическое ожидание износа после наработки и, коэффициент долговечности и смещение.

В результате статистической обработки опытных данных определены параметры уравнения износа для зубчатых колес и шестерен (табл. 9).

Тепловоз «1 к А Срок службы па износу і, лет
ТЭЗ 0,72 0,3 4,5 20 13,4
0,65 -0,14 0,5 6,9 5,7
2ТЭ10Л 0,66 0,34 1,5 16,6 9
0,82 -0,22 0,5 3,45 2,8

Примечание. В числителе даны значения для колеса, в знаменателе - для і шестерни..

С учетом приведенных данных уравнения износа зубчатых колес тепловозов 2ТЭ10Л и ТЭЗ имеют вид

^бгтэюл = (^- 1,5)16,6 0,47;

1§бтэз = - 4,5)/20 + 0,6.

Проведенные исследования показали, что средний срок службы зубчатых колес в эксплуатации меньше в 1,5 раза возможного срока их службы по износу. Это объясняется воздействием на зубья динамических нагрузок, возникающих при работе тягового редуктора. При УСЗК характер повреждений зубьев существенно изменяется: число отказов по трещинам у ножки зуба меньше в 3-4 раза, а изломы, сколы и выкрашивание зубьев не наблюдаются.

Основным видом повреждений колес и шестерен является естественное изнашивание. Интенсивность изнашивания зависит от климатических условий эксплуатации.

Результаты специальных исследований уровня динамических нагрузок в зубьях передачи в зависимости от износа и приработки зубчатой пары тепловоза 2ТЭ10Л приведены в табл. 10 для пяти вариантов.

Исследования проводились на вибростенде с регулируемым уровнем внешней вибрации 0-15^. Конструкция вибростенда по-

Таблица 10

Вариант
Величины 1 2 3 4 5
Износ зубьев, мм: колеса шестерни

Зазор в подшипнике, мм

0

0

0,5

0,7-1

0

0,83

1,56-1,6

0

1,13

3-3,2

3,5

3,3

3-3,2

3,5

0,8

казана на рис. 24. На пружинах 1 установлен фундамент 2 массой 140 т, на котором закреплен вибростол 6, обрессоренный верхними и нижними пружинами 5 при помощи анкерных связей 8 и опорных балок 7.

Возбуждаются колебания катушками электромагнитов 3, закрепленных на фундаменте, и якорями 4, подвешенными к нижней плоскости вибростенда. На вибростенде устанавливают колесную пару 9, которую соединяют карданным валом 10 со второй колесной парой 11, закрепленной на жестком фундаменте. Электродвигатели колесных пар работают по методу взаимной нагрузки: установленный на вибростенде - в режиме двигателя, я на жестком фундаменте - в режиме генератора. Для питания электродвигателей и компенсации потерь в схеме взаимной нагрузки используют вольтодобавочную машину и линейный генератор.

Вынужденные колебания вибростенда с опытным объектом осуществляются с помощью электромагнитов, питающихся от синхронного генератора с независимым возбуждением. Наибольшие ускорения объекта (до 15^) достигаются при совпадении частот вынужденных и собственных колебаний вибростенда. Основные результаты виброиспытаний КМБ с различной степенью износа зубьев колес и шестерен приведены в табл. 11.

Частота колебаний динамического крутящего момента Мя при отсутствии внешних вибраций соответствует в основном зубцовой частоте редуктора, а при вынужденных колебаниях колесной пары с вибростендом основной тон колебаний крутящего момента имеет частоту вынужденных колебаний (25-30 Гц). Напряжения у основания зубьев носят импульсный характер во время нахож-

Вариант
Результаты испытаний 1 2 3 4 5
Напряжения на торцах зубьев 0, МПа:
г-0 26 33 90 46 50
21 32 85 37 50
40 59 106 46 58
гфО 37 55 _ 42 55,5
Динамический момент Мя, кН-м:
2,75 3 6 5,3 4,8
2-0 2,35 3 5,9 4,8 4,8
5 4,8 8,3 7,5 7,4
гфО 4,5 4,8 7,5 7 6,8

Примечания: 1. В числителе дано максимальное значение, в знаменателе-среднее максимальное (по трем максимальным'значениям) 2 г-внброускорение, передаваемое от стенда на тэд.

дения зуба в зацеплении с последующими затухающими собственными колебаниями до очередного зацепления зуба. Частота колебаний наблюдается как зубцовая, так и более высокая (500- 2000 Гц) в связи с местными колебаниями различных участков зубчатого венца.

Из данных табл. 11 следует, что динамический крутящий момент возрастает от варианта 1 с новой зубчатой парой к последующим вариантам с различной степенью износа зубьев. Даже в наилучшем варианте 1 (без внешних вибраций) динамический момент в зацеплении Мя-2,75 кН-м, что связано исключительно с работой зубчатой пары. В варианте 2 (сочетание новой шестерни и мало изношенного колеса, что характерно для эксплуатационных условий) момент Мя^3 кН-м. При росте величины износа колеса до 1,6 мм (вариант 3) момент возрастает более чем в 2 раза (Л1я<с:6 кН-м). В варианте 4 с предельным износом приработанных колеса и шестерни и зазором в моторно-осевом подшипнике до 3,3 мм момент не только не увеличился по сравнению с вариантом 3, а несколько уменьшился (5,3 кН-м); в варианте 5 с меньшими по сравнению с вариантом 4 зазорами Мя= -4,8 кН- м.

Проведенные исследования показали большое влияние на динамику тягового редуктора приработанности зубчатой пары. В связи с этим рекомендуется не разъединять приработанные зубчатые колеса и шестерни при плановых ремонтах тепловозов до тех пор, пока не будет достигнута предельная величина износа.

Рекомендации по применению польстерной и циркуляционной

Главные полюса
Вариант Выводы катушек Межкатушечиые соединения
і Медные 8x50 мм, крепление Гибкие медные шины 0,3x30 мм,
скобами 27 шт., крепление на одной скобе
2 Медные 8x50 мм, крепление скобами на белой жести По варианту 1
3 По варианту 1 То же
4 Латунные, литые, крепление по Провод ПТРВ, 240 мм2, крепление по
варианту 1 варианту 1
Дополнительные полюса
Вариант Выводы катушек Межкатушечные соединения
і Клеммного типа Провод ПТРВ, 240 мм2, крепление на одной скобе
2 Флажкового типа, медные Провод ПТРВ, 240 мм2, между полюсами 1 и 7 крепление на две скобы
3 Гибкие медные шины Провод ПТРВ, 240 мм2, между полюсами 1 и 7, 3 и 5 крепление на две скобы
4 Литые, латунные Провод ПШ, крепление на две скобы

смазочных систем моторно-осевых подшипников, полученные после проведения комплекса исследований по повышению их надежности, внедрены в производство.

Одним из важных направлений исследования надежности КМБ является повышение вибрационной прочности элементов ТЭД. С этой целью разработаны несколько вариантов магнитных систем и проведены их вибрационные испытания (табл. 12) с вертикальными ускорениями 12-15^. Выявлено, что катушки главных и дополнительных полюсов, выполненные с применением изоляции «Монолит-2», являются достаточно надежными. Все варианты выводов катушек главных полюсов выдержали испытания без замечаний. Гибкие выводы дополнительных полюсов, закрепленные на стальных кронштейнах (вариант 3), и флажкового типа, связанные изоляционной втулкой (вариант 2), успешно прошли испытания. Они значительно долговечнее серийных. Из испытанных вариантов межкатушечных соединений дополнительных полюсов наиболее надежным оказался провод ПТРВ с креплением на две скобы (варианты 2 и 3). Для повышения надежности межкатушечных соединений рекомендовано максимально снижать их вес, обеспечивать надежное крепление проводов к остову.

Разработанные рекомендации учтены при проектировании двигателей ЭД118А и ЭД118Б, которые выпускают серийно, они ра ботают более устойчиво по сравнению с ЭД107А. При проектировании магнитных систем ТЭД их следует рассматривать, как сложные колебательные системы при воздействии на них всей совокупности возбуждений от пути и экипажа, в том числе колебаний колесной пары.

Необходимость выявления возможно более широкого спектра частот вибровозбуждения колебаний ТЭД и учета с этой целью упруго-инерционных характеристик колесной пары подтверждается поездными испытаниями магнитных систем ТЭД [10]. Так, частоты собственных изгибных колебаний выводов главных полюсов двигателей тепловозов 2ТЭ10В составляют 300-450 Гц. Из-гибные напряжения с этими частотами достигают ±20 МПа, возбуждаются они при ударе колес о рельсы (стыки, ползуны). Поэтому для воспроизведения эксплуатационных нагрузок при стендовых вибропрочностных испытаниях необходимо учитывать достаточно широкий спектр частот колебаний с тем, чтобы в элементах магнитных систем возникали такие же напряжения, как при движении тепловоза.

На основании проведенных исследований в серийное производство внедрен ряд мероприятий, повысивших эксплуатационную надежность КМБ магистральных тепловозов 2ТЭ10В и 2ТЭ116 мощностью 2105 кВт. К их числу относятся тяговые двигатели ЭД118А и ЭД118Б с усовершенствованными, более вибростойки-ми магнитными системами; упругая тяговая передача; усовершенствованные моторно-осевые подшипники с циркуляционной смазочной системой; новый сорт смазочного материала; неразъемными приработанными зубчатыми колесами.

Ведутся работы по дальнейшему совершенствованию опорноосевого тягового привода: внедряются подвешивание ТЭД к раме тележки типа «серьга», роликовые моторно-осевые подшипники, более вибростойкие магнитные системы и др.

Оценка влияния характеристик пути на колебательный процесс экипажа | Экипажные части тепловозов | Результаты экспериментальных исследований тяговых приводов