автореферат диссертации по транспорту, 05.22.07, диссертация на тему: Повышение работоспособности тягового редуктора тепловоза
Работа выполнена в государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Омский государственный университет путей сообщения (ОмГУПС (ОмИИТ)».
доктор технических наук, профессор, заслуженный изобретатель РФ БОРОДИН Анатолий Васильевич.
доктор технических наук, профессор НИКОЛАЕВ Виктор Александрович;
кандидат технических наук ТЭТТЭР Владимир Юрьевич.
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Петербургский государственный университет путей сообщения».
Защита состоится 20 апреля 2007 г. в 9 часов в ауд. 112 на заседании диссертационного совета Д 218.007.01 при Омском государственном университете путей сообщения по адресу: 644046, г. Омск, пр. Маркса, 35.
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ОмГУПСа.
Автореферат разослан 49 марта 2007 г.
Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные гербовой печатью учреждения, просим направлять в адрес диссертационного совета Д 218.007.01 Тел./факс: (3812) 31-13-44.
Ученый секретарь диссертационного совета (\ доктор технических наук, д
профессор у' \ " Г. П. Маслов.
' Омский гос. университет путей сообщения, 2007
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
Актуальность проблемы. Тяговый редуктор тепловоза является одним из ответственных узлов экипажной части локомотива. Техническое состояние его высоконагруженных подвижных и неподвижных соединений определяет работоспособность тягового редуктора. Современное стремление к повышению масс поездов, скоростей их движения и соответственное увеличение нагрузок от колес на рельсы приводит к необходимости конструктивного совершенствования основных узлов тягового редуктора, а именно: прямозубой зубчатой передачи и конического соединения шестерни с выходным концом вала тягового электродвигателя (ТЭД) с гарантированным натягом. Задача обеспечения работоспособности зубчатой передачи в экстремальных режимах работы и климатических условиях требует поиска нового подхода к проектированию герметизирующих устройств редуктора.
Основанием для выполнения работ послужили план НИР Омского государственного университета путей сообщения - г/б тема № гос. регистрации 01.9.50 ООО 749 и темы поисковых научно-исследовательских работ по Про-1рамме ОмГУПСа на 2002 г. (тема 19.10.00 «Повышение несущей способности и ресурса конструкций механических устройств железнодорожного транспорта»).
Целью работы является улучшение эксплуатационных характеристик тягового редуктора тепловоза. Достижение поставленной цели требует решения следующих задач, связанных с разработкой и исследованием:
зубчатой передачи с адаптивными свойствами;
конического соединения шестерни с выходным концом вала двигателя с повышенной несущей способностью;
герметизирующего устройства выходного конца вала, исключающего утечку жидкостного смазочного материала.
Методы исследования. В работе использованы методы математической статистики, имитационное моделирование с применением метода конечных элементов и выполнением расчетов на ЭВМ. Экспериментальная проверка конструктивных решений проводилась на натурных образцах с использованием типового и специально разработанного стендового оборудования.
Научная новизна. 1. Разработана методика исследования показателей нагруженности упруго-статической модели зубчатой цилиндрической передачи с адаптивными свойствами.
2. Исследовано влияние формы, размеров пазов и их расположения на зубьях на процесс формирования нагрузок колес и на ослабление кромочных эффектов зацепления.
3. Разработаны методики экспериментальных оценок созданных конструктивных решений и правомерности теоретических результатов.
4. Развит принцип проектирования конических соединений с гарантированным натягом,.основанный на введении в контактирующие поверхности
макрометрических изменений. Разработанная конструкция конического соединения с натягом защищена авторским свидетельством.
5. Разработана методика определения расхода жидкостного смазочного материала через уплотнение, исследована модель щелевого герметизирующего устройства и даны рекомендации для его конструирования.
Положения, выносимые на защиту:
1. Методология, направленная на улучшение показателей качества тягового редуктора тепловоза и включающая в себя следующие этапы:
разработку конструктивного устройства и создание методики расчета зубчатой цилиндрической передачи с адаптивными свойствами;
развитие принципа соединений с дискретной поверхностью в контакте для конического соединения «шестерня - вал»;
разработку методики построения герметизирующих устройств и определения расхода жидкостного материала через уплотнение выходного конца вата.
2. Результаты исследований новых конструктивных элементов тягового редуктора тепловоза.
Практическая ценность и реализация работы. Предложенные новые инженерные решения улучшают работоспособность зубчатого зацепления и соединения шестерни с валом, снижают утечку смазочного материала через герметизирующее устройство выходного конца вала.
Новизна технических решений, разработанных при участии автора, признана комитетом РФ по патентам и товарным знакам. Отдельные разработки внедрены в локомотивных депо Западно-Сибирской и Красноярской железных дорог - филиалов ОАО «РЖД», ОАО НИИТКД (г. Омск) и НТЦ «Транспорт».
Апробация работы. Основные результаты работы по теме диссертации докладывались и обсуждались на III международной научно-технической конференции «Динамика систем, механизмов и машин» (Омск, 1999), научной конференции «Транссибвуз-2000» (Омск, 2000), международной конференции «Трибо-2001» (Москва, 2001), научно-практической конференции ученых транспортных вузов, инженерных работников и представителей академической науки «Транссиб-2002» (Новосибирск, 2002), межрегиональной научно-практической конференции «Молодежь Сибири - науке России» (Красноярск, 2003), 10-й международной научно-практической конференция студентов, аспирантов и молодых ученых «Современные техника и технологии» (Томск, 2004), всероссийской научно-технической конференции с международным участием «Ресурсосберегающие технологии на железнодорожном транспорте» (Красноярск, 2005), международной научно-практической конференции «Проблемы и перспективы развития железнодорожного транспорта» (Днепропетровск, 2006), научно-техническом семинаре ОмГУПСа «Повышение эффективности работы железнодорожного транспорта, объектов промышленной теплоэнергетики, телекоммуникационно-информационных систем, автоматики и телемеханики» (Омск, 2007).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 30 печатных работ, в том числе три изобретения (свидетельства на полезные модели).
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, . пяти глав, заключения с выводами, списка использованной литературы (124 наименования) и одного приложения; изложена на 160 страницах текста, содержит 64 рисунка и 22 таблицы.
Во введении обоснована актуальность темы диссертационной работы, определены цель и основные задачи исследований, обозначены пути решения главных задач.
В первой главе произведен анализ статистических данных по выходу из строя тяговых редукторов локомотивов на железных дорогах Урала и Сибири, а также по сети железных дорог России в целом. Результаты анализа позволяют утверждать, что тяговый редуктор (зубчатая передача и кожух) является «узким» местом в конструкции экипажной части локомотива, неисправности которого занимают одно из первых мест в списке причин непланового ремонта тепловозов, уступая лишь износу гребней колесных пар.
Анализ условий эксплуатации и обзор научно-исследовательских работ позволил выявить основные причины выхода из строя тяговых редукторов тепловозов, связанные с изменением угла перекоса зубьев зубчатых колес от внешнего момента, что приводит к неравномерному распределению нагрузки по длине зуба и нештатной работе зубчатой передачи. Сопутствующими этому причинами являются недостаточно надежное прессовое соединение шестерни на выходном участке вала ТЭД и уплотнение корпуса редуктора.
Отмечены работы по исследованию условий работы и совершенствованию конструкций тяговых редукторов известных ученых: Авраменко B.C., Беляева А.И., Бирюкова В.И., Галиева И.И., Добрынина Л.К., Евстратова A.C., Иванова В.Н., Камаева A.A., Машнева М.М., Меделя В.Б., Рыбникова Е.К., Савоськина А.Н. и др. Особое внимание уделено работам отечественных и зарубежных ученых по исследованию конструктивных решений зубчатых передач (в том числе и с адаптивными свойствами): Айрапетова Э.Л., Балакина П.Д., Бородина A.B., Генкина М.Д., Гуляева К.И., Ерихова М.Л., Заблонского К.И., Кудрявцева В.Н., Петрусевича А.И., Решетова Д.Н. и др. Повышением прочности прессовых соединений с натягом занимались Буйносов А.П., Горский A.B., Грек В.И., Иноземцев В.Г., Калихович В.Н., Курасов Д.А., Медведев Н.Ф., Никольская Э.Н., Проскуряков С.И., Школьник Л.М. и др. Улучшению герметизации выходных участков валов посвящены научные труды Башты Т.М., Голубева А.И., Киселева П.Г., Коничева В.Н., Раздолина М.В., Юдицкого Ф.Л. и др.
Дана оценка нагрузкам, действующим на тяговый редуктор колесно-моторных блоков (КМБ) тепловозов с односторонней цилиндрической прямозубой тяговой зубчатой передачей (рис. 1). Именно снижение работоспособности из-за неравномерности распределения нагрузки по длине в односторонней прямозубой тяговой передаче и обусловленное этим повышение кромочного контактного давления при перекосе зубьев послужили причиной выбора объекта исследования - тягового редуктора тепловоза.
На основании изложенного выше была поставлена цель исследования -улучшение показателей работоспособности тягового редуктора тепловоза и определены задачи, направленные на ее достижение:
разработка зубчатой передата с адаптивными свойствами, обеспечивающей повышение работоспособности тягового редуктора и исследование ее напряженно-деформированного состояния;
повышение несущей способности конического соединения «шестерня -вал» ТЭД за счет совершенствования принципа соединений с дискретными поверхностями;
создание нового герметизирующего устройства выходного конца вала, исключающего утечку жидкостного смазочного материала.
Для исследования процессов в тяговом редукторе использованы известные методы математического моделирования динамической нагруженности тягового привода. Векторно-матричная форма уравнений движения имеет вид:
|A|2 + |B|I + |CJZ = F, (1)
где |А|, |В|, ]С| — матрицы инерционных, диссипативных и упругах коэффициентов соответственно;
Z,Z,Z - векторы обобщенных координат, скоростей и ускорений;
F(t) - вектор возмущений, действующих на механическую систему.
Для создания условий, обеспечивающих адекватность оценок результатов проводимых экспериментальных исследований, применялась тс-теорема. Критерии подобия, используемые для решения поставленных задач, приведены в табл. 1.
Параметр Размерность Критерий
Нагрузка MLT"2 Базисный параметр
Скорость скольжения LT"'
Комплекс геометрических размеров L
Скорость нарастания нагрузки MLT"J "p/t
Модуль упруГОСТИ Е],2 M2L
Твердость поверхности НВ|д M2L"jT"4 . HBUK& яив ■> p
Высота шероховатости 11212 L "«.и
Средняя твердость на поверхности контакта Нк 1,2 M2L'2T4 HkuK^ <4= p,
Масса контактирующих поверхностей Ш1.2 M Шиу4 Р2К;;.з2 I
Вторая глава посвящена разработке физической модели высо-конагруженной зубчатой передачи с адаптивными свойствами и исследованию ее напряженно-деформированного состояния (рис. 2). Изменяя размеры и расположение кольцевых прорезей, можно влиять на процесс пересопряжения, обеспечивая плавный вход (выход) зубьев в зацепление, регулировать тем самым величину напряжения, возникающего в материале колес.
Наиболее неблагоприятным с точки зрения прочности и несущей способности передачи является случай, когда вследствие перекоса осей зубчатых колес пятно контакта совпадает с точкой А (см. рис. 2).
Для проверки этого положения и оценки меры влияния геометрии зуба на его жесткость и прочность использовался метод конечных элементов (МКЭ). Были разработаны объемные модели зуба, имеющего традиционную геометрию (рис. 3, а), и с кольцевыми прорезями (рис. 3, б). Напряженно-деформированное состояние материалов обеспечивалось путем приложения усилий в узлах, расположенных на одной образующей. При разработке моделей механические характеристики материалов зубьев, размеры и количество конечных элементов принимались одинаковыми. Суммарная сила нормаль-
ного давления оставалась постоянной и соответствовала силе, действующей в реальной тяговой зубчатой передаче тепловоза.
Рис. 3. Объемные модели зубьев: целого (а) и с кольцевыми прорезями (б)
Исследования напряженно-деформированного состояния зубьев проводились в три этапа. Сначала каждый зуб, сплошной или разрезанный, рассматривался в трех стадиях нагружения, когда нагрузка прикладывалась к вершине, на полюсной линии и к ножке зуба. Затем, имитируя перекос осей зубчатых колес, сосредоточенная сила прикладывалась в точке А. И, наконец, для выявления влияния глубины канавок на упругое перемещение вершины зуба нагрузка прикладывалась только в узлах, расположенных вдоль вершины зуба.
Результаты исследования показали, что напряжения изгиба в торцовых сечениях целого зуба с углом перекоса 5' приближаются к допускаемым, а в зубе с кольцевыми прорезями напряжение снижается более чем в два раза из-за более равномерного распределения нагрузки по длине зуба. В то же время, при
увеличении угла перекоса свыше 5' изгиб-ные перемещения рабочих профилей зубьев в торцовых сечениях превышают деформации более чем в два раза в сравнении с углом перекоса, равным нулю. Прорези же делают зуб более податливым в окружном направлении и способствуют равномерному распределению усилий по дгоше зуба (рис. 4).
Для оценки эффективности предложенного конструктивного решения зубьев с кольцевыми прорезями проведены экспериментальные исследования
Рис. 4. Зависимости величины упругого перемещения вершины зуба от длины его торцовой части
зубьев с кольцевыми прорезями в статическом режиме на специально разработанном стендовом оборудовании (рис. 5), позволяющем варьировать нагрузку на зубья и угол перекоса осей.
Рис. 5. Схема (а) и конструкция (б) стенда для оценки (рюмочного давления
Влияние изменения угла перекоса зубьев оценивалось по пятну контакта I, которое давало качественное представление о характере контакта зубьев и равномерности распределения удельных нагрузок.
Величина площади пятна контакта зубьев зависит от ряда погрешностей, обусловленных отклонением шага зацепления, формы и расположения контактной линии, перекосом и непараллельностью осей колес и коэффициентом перекрытия. Таким образом, пятно контакта представляет собой совокупность мгновенных следов прилегания боковых поверхностей зубьев и дает качественное представление о характере контакта зубьев и равномерности распределения удельных нагрузок.
Статическим испытаниям подвергались зубчатые колеса с целым зубом и зубом, имеющим до семи кольцевых прорезей (рис. 6).
Рис. 6. Пятна контакта на зубьях колеса при нагрузках 300, 600, 900 [ I-и с углом перекоса осей колес 4' для нелого зуба (а), зуба с тремя (б) и с семью (в) кольцевыми прорезями
Анализ результатов эксперимента показывает, что с увеличением нагрузки площадь пятна контакта заметно растет (см. рис. 6), а увеличение угла перекоса осей колес приводит к уменьшению пятна контакта (табл. 2) и, следовательно, к появлению значительных контактных напряжений, негативно влияющих на работоспособность редуктора.
Угол пе- Момент, Нм | Площадь пятна контакта, мм2
рекоса осей колес целый зуб зуб с тремя кольцевыми прорезями зуб с семью кольцевыми прорезями
300 30,0 75,0 67,5
4' 600 40,0 150,0 162,5
900 60,0 231,0 237,0
300 24,0 62,0 62,5
9' 600 36,0 137,5 150,0
900 52,0 225,0 230,0
300 21,0 44,0 57,5
13' 600 30,0 102,5 135,0
900 37,5 210,0 219,0 1
Увеличение числа прорезей более трех приводит к незначительному росту площади пятна контакта (см. табл. 2), а прочность зуба при этом понижается.
Упругое перемещение головки первых частей зуба приводит к вовлечению в работу неразрезанной ножки зуба, обладающей более высокой жесткостью, препятствующей дальнейшей деформации зуба.
При проведении экспериментальных исследований влияния основных параметров на податливость зуба в тяговом редукторе тепловоза и установлении зависимости податливости зуба от этих параметров использовался метод планирования эксперимента, учитывающий эти два основных фактора: угол перекоса осей валов колес и нагрузку, действующую на зубья во время работы передачи.
Использовался некомпозиционный план второго порядка. Для исключения систематических ошибок, вызванных внешними условиями (например, неточным замером площади, изменением положения оси колес и др.), опыты, заданные планом эксперимента, проводили' рандомизированно во времени, т.е. в случайной последовательности.
По результатам опытов уравнение регрессии выборочной оценки функции отклика имеет вид:
у = 0,190-0,0049х, +0,1090х2+0,00572х^. (2)
Адекватность полученной модели проверена по критерию Фишера. Полученная модель адекватна при 5%-ном уровне значимости.
Стендовые динамические исследования передачи проводили на специальной установке, разработанной при участии автора. Эта установка позволяет приблизить условия испытаний к эксплуатационным за счет на1ружения зубьев колес переменным моментом по всей высоте и возможности поворота испытываемых колес под нагрузкой, расширить диапазон нагрузок стационарного устройства при испытаниях на жесткость и выносливость зубьев зубчатых колес.
Стендовые испытания в течение 1000 часов подтвердили работоспособность передачи. Измерения площади пятна контакта через каждые 100 часов работы, при перекосе валов 4', показали, что снижение площади, обусловленное износом рабочих поверхностей зубьев не превысило 10 %.
На основе анализа результатов можно сделать следующие выводы
1. Прорези и канавки увеличивают суммарную площадь пятен контакта на профилях зубьев. Каждая последующая часть зуба нагружается плавно, постепенно, создаются благоприятные условия для равномерного распределения напряжений по длине контактных линий зуба.
Сравнение площадей пятен контакта неразрезанного и разрезанного на части зуба показывает, что у последнего она увеличивается в 2,5 - 3 раза. Особенно ярко это проявляется при перекосах валов 9' и 13'.
2. Канавки и прорези делают зуб более податливым в осевом направлении, что способствует равномерному распределению усилий по длине зуба, а в целом - повышению несущей способности тягового редуктора локомотива.
3. Количество кольцевых канавок более трех не приводит к существенному повышению пятна контакта и может снизить прочность зуба до опасных напряжений изгиба.
На основании результатов исследования предложено новое устройство прямозубой зубчатой передачи тягового редуктора для тепловоза (рис. 7).
Рис. 7. Адаптивная зубчатая передача: 1 — венец зубчатого колеса; 2 и 3 - кольцевые прорези; 4 - зубчатый диск; 5 - полости для смазочного материала; 6 - канал
В предложенной зубчатой передаче (рис. 8) венец одного колеса имеет три кольцевые прорези, две из которых не превышают высоту зуба, выполнены глубиной, равной модулю, расположены симметрично по отношению к
средней прорези 2, имеющей глубину больше 2 т, делящей зуб на две равные части.
Такое колесо увеличивает податливость его венца в момент входа зубьев в зацепление и способствует уменьшению шума и вибрации тягового редуктора. При этом повышается равномерность распределения нагрузки по длине контактных линий и, следовательно, увеличивается нагрузочная способность передачи.
Еще одним преимуществом этой конструкции является возможность работать без смазки. В этом случае зубчатый диск 4 следует выполнить из самосмазывающегося материала, а кольцевую выточку - по замкнутой винтовой линии. Это обеспечивает образование граничной пленки по поверхностям зубьев.
Таким образом, в предложенной зубчатой передаче повышается несущая способность из-за более равномерного распределения нагрузки по длине контактных линий зацепления и увеличивается срок ее службы за счет лучшего смазывания рабочей зоны зубьев колес тягового редуктора тепловоза.
Третья глава посвящена описанию способа повышения несущей способности соединения вала с шестерней путем развития принципа соединений с натягом с дискретной поверхностью, предложенного д.т.н., профессором Бородиным A.B. Повышение несущей способности соединения с натягом достигается за счет того, что после температурной сборки материал охватываемой детали в результате упругой деформации входит в канавку (см. рис. 8), образуя упругую деформационную волну и обеспечивая дополнительную фиксацию соединяемых деталей. Несущая способность соединения с дискретным стыком определяется величиной силы трения между контактирующими поверхностями на площадках контакта и несущей способностью каждой упругой деформационной волны.
В прессовом соединении с дискретным стыком эпюра распределения контактного давления более сложная, чем в гладком, поскольку зависит не только от геометрии и взаимного расположения соединяемых посадкой деталей, но и от формы, размеров, положения и количества канавок.
При расчете контактного давления в соединении с дискретным стыком приняты следующие допущения:
упругая деформационная волна, заключенная между двумя площадками контакта, оказывает на них равное силовое воздействие;
силовое воздействие упругой деформационной волны на несмежные с ней площадки контакта не учитывается;
перераспределение контактного давления в стыке, создаваемое любой упругой деформационной волной, не учитывается.
Рис. 8. Соединение с канавкой: 1, охватываемая и 2 охватывающая детали; 3 -канавка; 4 — упругая деформационная волна
Для решения названной задачи использовался метод оценки статической прочности соединения, основанный на формулах Ляме.
С целью предотвращения про-ворота шестерни тягового редуктора тепловоза (рис. 9) в эксплуатации предлагается новый подход к выполнению конических поверхностей с натягом, основанный на введении в контактирующие поверхности структурных макроизменений. Необходимо на посадочной поверхности шестерни, как имеющей большую твердость по сравнению с валом, следует выполнить канавки (рис. 10).
Рис. 9. Соединения шестерни с валом ТЭД тягового редуктора тепловоза
Канавки на поверхности сопряжения шестерни изменяют напря-женно-деформи-рованное состояние материалов соединяемых посадкой деталей и, как следствие, увеличивается удельная жесткость последних, что приводит к росту контактного давления.
При сборке материал вала на разных участках стыка деформируется по-разному. В пределах канавок он деформируется в меньшей степени, чем на площадках контакта, в результате чего в материале входящем в канавку, образуется деформационная волна (рис. 11), что обеспечивает дополнительную фиксацию соединяемых деталей.
Окружное усилие передаваемое одной /-ой деформационной волной,
Рис. 10. Фрагмент развертки посадочной поверхности шестерни (а) и ширина канавки в отдельных ее сечениях (б)
Дополнительное окружное усилие с!Р„ передаваемое волной, направлено перпендикулярно к радиусу вала ОА и равно проекции силы с1Р2\ па касательную М к номинальной поверхности сопряжения деталей.
Контактное давление между кромкой канавки и поверхностью деформационной волны:
где д0 - контактное давление в гладком соединении, определяемое по формуле Ляме;
Д их - высота деформационной волны;
С/1 - величина деформации в гладком соединении;
<Л1 - длина единичного элемента волны;
/кн - ширина канавки в рассматриваемом сечении.
В рассматриваемом соединении </к, /кн. и величина угла а в сечениях различны. Чтобы упростить решение, выделены элементы волны в трех поперечных сечениях канавки и принято, что контактное давление в пределах размера ей и ширина канавки постоянны (рис. 12). Величина крутящего момента Мд, в соединении с дискретной поверхностью в контакте пропорциональна суммарному окружному усилию Ръ передаваемому всеми канавками:
Рис. 11. Усилия, действующие в соединении с дискретным стыком при передаче крутящего момента
Рис.12. Эгаора изменения окружного усилия по сечениям канавки
Несущую способность соединения за счет канавок удалось увеличить на 17 % по сравнению с гладким соединением.
Экспериментальные исследования проведены на специально изготовленном стендовом оборудовании (рис. 13). Испытывали конические соединения с конусностью 1:10 (такой же, как в реальной передаче). Усилие запрессовки выбиралось в соответствии с 7С-теоремой по критериям, приведенным в табл. 2. Результаты опытов подтвердили повышение нагрузочной способности прессового конического соединения с дискретной поверхностью в кон-
такте на 15 - 20% но сравнению с гладкими, что в основном согласуется с
На основе проведенных исследований предложено новое устройство конического соединения. Повышение несущей способности конического соединения при одновременном действии крутящего момента и сдвигающего усилия достигается выполнением углублений по винтовым коническим поверхностям.
Таким образом, развитие принципа соединений с Дискретной поверхностью в контакте позволило повысить несущую способность конического соединения «вал ТЭД шестерня» и его эксплуатационную надежность,
В четвертой главе рассмотрено конструктивное решение комбинированного уплотнения выходного конца вала ТЭД для корпуса тягового редук-
Устройство уплотнения вала обеспечивает тройное запирание среды. Осевой лабиринт работает стабильно при радиальных биениях элементов конструкции. На величину зазора «а» мало влияют тепловые деформации, динамические прогибы и осевое смещение деталей. Второе запирание среды обеспечивает пластичный смазочный материал, расположенный между осевым и радиальным уплотнениями. Это снижает возможность попадания продуктов изнашивания (твердых частиц) деталей механической передачи на торцовые у плотните л ьные поверхности, что обеспечивает более длительную работу осевого уплотнения вала с минимальной утечкой жидкого смазочного материала из механической передачи. Особенно следует отметить малые осевые габариты предложенного устройства .
Рис. 13. Определение момента проюрота прессового конического соединения с гладкой и с дискретной посадочными поверхностями
бинировавноро уплотнения выходного конца вала ТЭД: 1 - щелевое; 2 - контактное; 3 - валик смазочного материала
При таком конструктивном исполнении уплотняющего узла за счет действия центробежных сил в щелевом уплотнении создается поток жидкого смазочного материала, обратный направлению перепада давления. При этом скорость обратного потока напрямую связана с частотой вращения шестерни на валу ТЭД и, следовательно, со скоростью движения локомотива.
Для определения утечки жидкого смазочного материала через такое комбинированное герметизирующее устройство была разработана методика расчета, учитывающая параметры тяговой зубчатой передачи и скорость движения локомотива:
где Др! и Дрг - перепад давления на щелевом и контактном уплотнениях (причем Др=Др1+Др2);
и Б2 - размеры щели щелевого и контактного уплотнений; 031 и ш2 - ширина щели в среднем сечении щелевого и контактного уплотнений;
V и р - вязкость и плотность смазочного материала;
И.1 и Ьг - длины щели щелевого и контактного уплотнений; 1 - передаточное отношение тягового редуктора локомотива;
V - скорость движения локомотива;
Ок — средний диаметр колесной пары локомотива.
Решение системы (8) осуществляется методом последовательных приближений (рис. 15), поскольку перепады давления смазочного материала АР/ и ЛР2 в щелевом и контактном уплотнениях являются величинами не постоянными, зависящими от их геометрических размеров, а их сумма равна общему перепаду давления между внутренней полостью редуктора и атмосферой