Гідропередача тепловоза ТГМ-6

Гідропередача тепловоза ТГМ-6

Зміст

Анотація

Вступ

1. Вибір тепловоза-зразка. Опис та технічна характеристика тепловоза

2. Визначення активного діаметра гідротрансформатора

3. Визначення передаточного числа корегуючої зубчастої пари

4. Приведення зовнішньої характеристики дизеля до вала насосних коліс гідроапаратів

5. Розрахунок та побудова навантажувальних характеристик гідроапаратів

6. Узгодження характеристик дизеля та гідроапаратів

7. Визначення зон найвигіднішої роботи гідроапаратів

8. Визначення передаточних відношень механічної частини передачі

9. Опис кінематичної схеми гідропередачі

10. Розрахунок та побудова тягової характеристики тепловоза

11. Розрахунок та побудова економічних характеристик тепловоза

Висновок

Список використаної літератури

Анотація

Кількість томів: 1.

У звіті всього: 34 ст.

Найменування: Гідравлічні передачі локомотивів.

Ілюстрації: схема 1, креслень 1 (1 формат А1), графіків 6, таблиць 10.

Метою роботи є дослідження принципів і закономірностей роботи гідравлічної передачі тепловоза, визначення її параметрів та будови.

Курсовий проект складається з пояснювальної записки та графічної частини. Пояснювальна записка містить розрахунок основних параметрів роботи агрегатів тепловоза з гідропередачею. В графічній частині наведено кінематичну схему гідропередачі.

Вступ

На залізничному транспорті в широких масштабах введена тепловозна тяга. На сучасних магістральних маневрових тепловозах переважно застосовують електричні і гідравлічні передачі. Перевезення промислових підприємств проводиться, в основному тепловозами, їх конструктивні особливості повинні повністю відповідати режимам і умовам маневрової роботи. Умови роботи маневрово-промислових локомотивів і технічні вимоги до них набагато відрізняються від таких самих магістральних локомотивів.

Промисловий залізничний транспорт входить невід'ємною частиною до виробничого процесу підприємств. В цей же час він є проміжною ланкою з магістральним залізничним транспортом. Його основна особливість - бути транспортом технологічним забезпечуючи виробництво того або іншого виду продукції по спеціалізації галузі.

Маневрові і промислові тепловози широко застосовуються для вантажних і технологічних перевезень підприємств чорної металургії, хімічної та енергетичної промисловості. Більше 60% всіх вантажоперевезень на підприємствах проводиться в основному тепловозами ТГК1, ТГК2, ТГМ1, ТГМ3, ТГМ3А, ТГМ4. Тяжка маневрова і вивозна робота проводиться тепловозами ТЭМ1, ТЭМ2, ТГМ6, ТГМ6А, ТЭ3. В металургійній промисловості залізничний транспорт виконує до 90% загального об'єму перевезень по забезпеченням заводів сировиною і паливом.

1. Вибір тепловозу-зразка. Опис та технічна характеристика тепловозу

Потужність на ободі рухаючих коліс тепловоза, тобто розрахункову дотичну потужність Pдр можна визначити з умови, що на керівному підйомі з крутизною ір при розрахунковій швидкості Vр дотична сила тяги тепловоза Fдр повинна бути по можливості максимальною і відповідати силі зчеплення Fзч його рухомих коліс з рейками. Як відомо, ця умова виражається наступним рівнянням

, (1.1)

де Fдр, Fзч - відповідно розрахункова сила тяги і сила зчеплення коліс з рейками, Н.

mл-зчіпна маса локомотива, приймається згідно з завданням mл = 115т.

шдр - коефіцієнт зчеплення коліс з рейками.

Значення коефіцієнта зчеплення коліс з рейками визначається при розрахунковій швидкості тепловоза за формулою

, (1.2)

де Vр - розрахункова швидкість, км/год, приймається для маневрового режиму згідно з завданням Vр = 4,5 км/год

.

За знайденим значенням коефіцієнта шдр обраховуємо формулу (1.1)

Н.

Розрахункова дотична потужність тепловоза визначається за формулою

; (1.3)

кВт.

Визначимо потужність, що передається від дизеля до гідропередачі

, (1.4)

де Рдр - розрахункова дотична потужність тепловоза, Рдр = 386 кВт;

згп - ККД гідропередачі, приймається згідно завдання згп = 0,76;

кВт.

На тепловозах частина потужності дизеля витрачається на привід допоміжних агрегатів тепловоза. Якщо врахувати величину відбору потужності, то отримаємо ефективну потужність дизеля

, (1.5)

де Рр - тягова потужність Рр = 508 кВт;

Кр - доля відбору потужності на привід допоміжних агрегатів тепловоза, згідно завдання Кр = 0,095;

 кВт.

Згідно варіанта приймаю для подальших розрахунків дизель 3А-6Д49 в якого Ре= 882 кВт.

Виходячи з ефективної потужності дизеля, його типу і схеми гідропередачі вибираю тепловоз-зразок ТГМ-6А .

Тепловоз ТГМ-6А призначений для експлуатації на залізничних коліях промислових підприємств, а також для маневрової роботи на коліях загального призначення. В відповідності до цих вимог тепловоз має два робочих режими: маневровий і поїзний. Особливістю цього тепловоза є застосування на ньому гідравлічної передачі. Вона дозволяє працювати тепловозу на малих швидкостях, що особливо важливо для маневрових тепловозів, і що важко виконати на тепловозах з електричною передачею.

На тепловозі встановлено V-подібний чотиритактний дизель ЗА-6Д49 з наддувом и охолодлженням повітря. Діаметр циліндрів 260 мм, ход поршня з головним шатуном 260 мм, з причепним - 257,53 мм. Номінальна потужність дизеля при частоті обертання вала 1000 об/хв 1200 л.с.; минімальна частота обертання вала на холостому ходу 400 об/хв. Витрата палива при номинальній потужності 150 г/(л.с-год). Пуск дизеля виконується стартером. Система охолодження дизеля водяна двухконтурна. Маса дизеля 9600 кг.

Дизель через унифіковану гідропередачу УГП-800-1200 виробництва Калужського машинобудівного заводу, карданні вали й осьові двухступенчасті редуктори сполучається з колісними парами. Вали дизеля и гідропередачі сполучені еластичною муфтою з резиновими пальцями. Гідропередача УГП-800-1200 складається з двух гидротрансформаторів ТП-1000М і однієї гідромуфти та має послідовну систему охолодження гідроапаратів. Перемикання ступенів гідропередачі автоматичне з допомогою гідравлічних пристроїв.

Гідропередача має наступні передаточні числа зубчатих коліс: між валом дизеля та валом гідромуфти 22:60, між гідротрансформаторами та проміжним валом 58:35 або 41:52, між проміжним та вихідним валом на маневровому режимі 73:24, на поїзному - 58:39.

На тепловозі можуть встановлюватись двуциліндровий V-подібний двухступінчатий компресор ПК-35М продуктивністю 3,5 м3/хв стиснутого до тиску 7,5 кгс/см2 повітря або V-подібний шестициліндровий (три циліндра низького та три високого тиску) двухступінчатый компресор ПК-5,25 продуктивністю 5,25 м3/хв. Привід компресорів гідродинамічний.

Для зарядки аккумуляторної батареї та живлення кіл керування й освітлення встановлено генератор постійного струму КГ-12,5К (номінальна потужність 5кВт, напруга 75В), що приводиться від дизеля через редуктор. Кислотна аккумуляторна батарея 32ТН-450 (32 элементи) має ємність 450 А·ч.

Таблиця 1.1 - Технічні характеристики тепловозу

2. Визначення активного діаметру гідротрансформатора

В існуючих гідравлічних передачах потужності оптимальні частота обертання колінчатого валу дизеля та частота обертання насосних коліс гідроапаратів не узгоджується, тому між дизелем та валом насосних коліс гідроапаратів встановлюється коректуюча зубчата пара.

Рисунок 2.1. Принципова схема тепловоза з гідропередачею

Д - дизель; ПУ - пульт управління; ЗП - корегуюча зубчата пара; ГТР1, ГТР2 - гідротрансформатори; ГМ - гідромуфта; МКП - механічна частина гідропередачі; ДП - допоміжні потреби тепловозу; КВ - карданні вали; ОР - осьовий редуктор; КП - колісна пара.

Якщо позначити момент дизеля, приведений до валу насосних коліс гідроапаратів, через М'д то за наявністю корегуючої зубчатої пари отримаємо рівняння

, (2.1)

де nн - частота обертання насосних коліс гідроапаратів, хв-1;

Мд - обертальний момент на колінчатому валі дизеля, Н*м;

nдном - номінальна частота обертання колінчатого валу дизеля, хв-1;

ззп - ККД коректуючої зубчатої пари, ззп= 0,98;

Якщо врахувати, що при узгодженій роботі дизеля та гідроапаратів момент М'д дорівнює моменту, розвинутому насосними колесами Мн , то після нескладних перетворень отримаємо:

, (2.2)

де - сумарний відбір потужності на привід допоміжних агрегатів

тепловоза, кВт;

Da - активний діаметр гідротрансформатора, м;

Анг - коефіцієнт моменту насосних коліс, Анг

u - максимально допустима швидкість обертання насосних коліс гідроапаратів, u = 45 м/с;

; (2.3)

кВт.

Виконавши необхідні перетворення, отримаємо кінцеву формулу для визначення активного діаметру гідротрансформатора Da в метрах

; (2.4)

м.

3. Визначення передаточного числа коректуючої зубчатої пари

Гранично допустима частота обертання насосних коліс гідроапаратів

nнmax залежить від матеріалу, з якого виготовлені ці колеса, їх активного діаметру та визначається по формулі

; (3.1)

хв-1.

Якщо відома номінальна частота обертання колінчатого валу дизеля nнmax , то передаточне відношення коректуючої зубчатої пари ізп визначається з виразу

, (3.2)

де nдном - номінальна частота обертів дизеля, nдном = 1600 хв-1

.

Необхідно зазначити що ізп › 1 відповідає підвищувальній зубчатій парі.

4 Приведення зовнішньої характеристики дизеля до вала насосних коліс гідроапаратів

Під впливом корегувальної зубчатої пари та відбору потужності на привід допоміжних агрегатів частота обертання nд та момент Мд на колінчастому валі дизеля, що передається валу насосних коліс гідроапаратів, змінюють свої величини та досягають деяких значень nд і , які відповідно визначаються з виразів

; (4.1)

; (4.2)

. (4.3)

Для даного типу дизеля необхідно накреслити його зовнішню характеристику та, використовуючи вирази (4.1 - 4.3), привести її до вала насосних коліс гідроапаратів.

Таблиця 4.1 - Приведення зовнішньої характеристики дизеля до вала насосних коліс гідроапаратів

За результатами розрахунків будуємо залежності: - зовнішня характеристика дизеля, - характеристика дизеля з урахуванням відбору потужності на привід допоміжних агрегатів, - характеристика дизеля, приведена до вала насосних коліс гідроапаратів.

5 Розрахунок та побудова навантажувальних характеристик гідроапаратів

В залежності від заданої схеми гідропередачі необхідно зробити розрахунок навантажувальних характеристик гідроапаратів, котрі являють собою залежність моментів насосних коліс від частоти їх обертання Мд =f(nн). Розрахунок цих залежностей виконується для гідротрансформаторів за формулою

, (5.1)

для гідромуфт

. (5.2)

Де g=9.81 - прискорення вільного падіння.

Значення активного діаметру гідротрансформатора Da приймається за результатами розрахунку за формулою (2.4), а для гідромуфти приймається Da = 0,58 м. (Відповідно до муфти ГМ 58/24) Значення коефіцієнта моменту турбінного колеса Атг визначається за відомим коефіцієнтом трансформації моменту Кгтр.

За результатами розрахунку необхідно побудувати характеристики гідротрансформатора заданого типу, що являють собою залежності Анг = f(nт/nн), Атг = f (nт/nн), Кгтр= f (nт/nн), згтр = f (nт/nн).

Значення частоти обертання насосних коліс гідротрансформатора nн необхідно приймати в межах від nн min до nн max з таблиці 4.1. Значення моменту насосного колеса розраховується для кожного значення nт/nн. Отримана сукупність значень в кожному стовпчику являє собою в чистому вигляді навантажувальну параболу для кожного значення nт/nн. Отримані таким чином десять навантажувальних парабол гідротрансформатора необхідно побудувати в системі координат = f (nт/nн), спільній з раніше побудованим графіком М'д = перетинаються з графіком М'д = f (nд).

Будуючи графіки = f (nт/nн), необхідно обов'язково вказувати, якому значенню nт/nн відповідає крива.

Таблиця 5.1 - Результати розрахунку навантажувальних характеристик гідротрансформатора

Таблиця 5.2 - Результати розрахунку навантажувальних характеристик гідромуфти

6 Узгодження характеристик дизеля та гідроапаратів

Узгоджена робота дизеля та гідроапаратів буде в точках перетину кривої з навантажувальними характеристиками гідротрансформатора та гідромуфти , тому що в цих точках потужність розвинута дизелем необхідна і достатня для подолання опору насосних коліс гідроапаратів.

Для визначення параметрів узгодженої роботи дизеля та гідротрансформатора зручно скласти таблицю за формою таблиці 6.1. Для кожного nт/nн з графіка рисунка 5.1 визначаються величини nт та Мн , що відповідають описаним вище точкам перетину кожної кривої. При відповідному значенні частоти обертання насосного колеса nн та передаточному відношенні nт/nн визначається частота обертання турбінного колеса nт . Значення коефіцієнту трансформації моменту Кгтр та ККД гідротрансформатора переносяться з таблиці 5.1.

Момент, що розвивається турбінним колесом Мт , визначається за формулою, що наведена в таблиці 6.1.

Таблиця 6.1 - Параметри узгодженої роботи дизеля та гідротрансформатора

За даними таблиці 6.1 на міліметровому папері будуються графіки

= f (nт), = f (nт), nн = f (nт), згтр = f (nт).

Залежність = f (nн) являє собою тягову характеристику гідротрансформатора .

Також необхідно скласти таблицю за формою таблиці 6.1 для

гідромуфти з передаточним відношенням nт/nн в діапазоні від 0,94 до 0,97 з кроком 0,01. При цьому необхідно пам'ятати, що для гідромуфти Мн = Мт , Кгм=1 і згм = nт/nн , тому п'ятий, шостий та сьомий рядки в таблиці 6.2 можуть не прийматися до уваги. За даними цієї таблиці необхідно в сумісній з гідротрансформатором системі координат побудувати залежності nн = f (nт), згм = f (nт), = f (nт).

Таблиця 6.2 - Параметри узгодженої роботи дизеля та гідромуфти

7 Визначення зон найвигіднішої роботи гідроапаратів

Раніше, при визначенні передаточного числа корегуючої зубчатої пари (розділ 3), розрахована гранично допустима з міцносних міркувань частота обертання насосних коліс гідроапаратів. З попереднього розділу також відомо, що найбільше передаточне відношення для гідромуфти складає 0,97. Тому найбільша по умові міцності частота обертання турбінних коліс гідромуфти:

; (7.1)

хв-1.

Найбільша з умов економічності частота обертання турбінних коліс гідротрансформатора nт2 приймається за умови Мт=Мн оскільки правіше цієї точки спостерігається крутий спад характеристики згтр .

Таким чином точка nт2=2240 хв-1 визначає праву межу зони найвигіднішої роботи гідротрансформатора.

Ліва межа зони найвигіднішої роботи маршового гідротрансформатора визначається з графіка побудовою. Точка А проектується на криву згтр=f(nт) у вигляді точки а2, яка переноситься паралельно осі nт на ліву частину кривої згтр=f(nт) у вигляді точки а1. З точки а1 опускають перпендикуляр на вісь nn; таким чином отримується точка nт1=1300 хв-1, яка визначає найменшу за умов економічності частоту обертання турбінного колеса та ліву межу зони найвигіднішої роботи маршового гідротрансформатора й, очевидно, праву межу зони роботи пускового ГТР.

Ліва межа зони найвигіднішої роботи пускового гідротрансформатора, незалежно від його типу, визначається точкою nт0=0.

Для гідромуфти права межа зони найвигіднішої роботи буде відповідати її nт max, а ліва - nт2.

8 Визначення передаточних чисел механічної частини передачі

Передаточні числа механічної частини гідропередачі необхідно визначити для двох режимів - поїзного та маневрового.

Гідропередачі з двома гідротрансформаторами та гідромуфтою (ГТ+ГТ+ГМ).

Між швидкістю руху тепловоза та частотою обертання його ведучих коліс існує залежність:

. (8.1)

де: V - швидкість руху тепловоза, км/год;

Dк - діаметр рушійного колеса, м.

При Dк= 1,05м

nк= 5,05·V (8.2)

Оскільки конструктивна швидкість тепловоза є вихідною умовою, то можливо визначити відповідну їй найбільшу частоту обертання рушійних коліс nк max

nк max=5,05 ·Vк (8.3)

Тоді передаточне число другого ступеня механічної передачі:

, (8.4)

де nтmax приймається відповідно частоти обертання колеса гідроапарата при конструкційній швидкості.

У гідропередачах типу ГТ+ГТ+ГМ перехід з гідромуфти на маршовий гідротрансформатор здійснюється при швидкості тепловоза V2, причому

. (8.5)

Маршовий гідротрансформатор буде заповнений рідиною в інтервалі швидкостей від V2 до V1, де:

(8.6)

Перехід з маршового гідротрансформатора на пусковий відбудеться при частоті обертання рушійних коліс nк1, що дорівнює

nк1=5,05·V1 (8.7)

Тоді передаточне число першого ступеня механічної передачі буде

. (8.8)

Пусковий гідротрансформатор буде заповнений рідиною в інтервалі обертів його турбінного колеса від nт1 до nт0=0

Розрахунок для поїзного режиму

VK для поїзного режиму рівна 70 км/год.

nк max=5,05·70=353,5 хв-1

км/год

км/год

nк1=5,05·34=171,7 хв-1

;

Розрахунок для маневрового режиму

VK для маневрового режиму рівна 38 км/год.

nк max=5,05·38=191,9 хв-1

км/год

км/год

nк1=5,05·18=90.9 хв-1

;

Складемо режимні карти роботи гідропередачі на поїздному та маневровому режимах.

Рисунок 8.1. Режимна карта роботи гідропередачі типу ГТ+ГТ+ГМ на поїзному режимі

Рисунок 8.2. Режимна карта роботи гідропередачі типу ГТ+ГТ+ГМ на маневровому режимі

9 Опис кінематичної схеми гідропередачі та тягового приводу

На тепловозі ТГМ-6А застосована гідропередача УГП-800-1200, яка складається з двох гідротрансформаторів ТП-1000М і однієї гідромуфти і має послідовну систему охолодження гідроапаратів. Перемикання ступенів гідропередачі автоматичне за допомогою гідравлічних пристроїв. Гідроапарати вмикаються шляхом послідовного наповнення робочою рідиною, а вимикаються - спорожненням. Насосні колеса гідроапаратів отримують обертання від привідного валу через підвищувальний редуктор.

Гідропередача має наступні передаточні числа зубчастих коліс: між валом дизеля і валом гідромуфти 22:60, між гідротрансформатором і проміжним валом 58:35 або 41:52, між проміжним і вихідним валом на маневровому режимі 73:24, на поїзному - 58:39.

Осьові редуктори - двухступінчасті, складаються з конічних (перша ступінь) і циліндричних шестерень; загальне передавальне число (31:26)х(64:18)=4,24. Діаметр колеса вентилятора холодильника 1400 мм, число лопаток 8, привід вентилятора гідравлічний, частота обертання на номінальному режимі 1350 об/хв.

Таблиця 9.1 - Параметри зубчатих зчеплень

10 Розрахунок та побудова тягової характеристики тепловоза

Тяговою характеристикою тепловоза називається графічна залежність дотичної сили тяги тепловоза Fд від швидкості його руху V при заданій (фіксованій) потужності силової установки.

.

Тягова характеристика тепловоза розраховується та будується для двох режимів - маневрового і поїзного шляхом використання побудованих раніше тягових характеристик гідротрансформатора (гідромуфти) та режимних карт роботи гідропередачі.

Послідовність розрахунку тягової характеристики наступна. Необхідно задатися значеннями швидкості тепловоза в діапазоні від V = 0 до Vк через 10 км/год, включаючи швидкості переходів з одного гідроапарата на інший. Потім розраховується величина дотичної сили тяги тепловоза для кожного значення швидкості.

. (10.1)

Величина Мт при цьому знаходиться таким чином:

1) обчислюється частота обертання рухомих коліс тепловозу nк при швидкості Vі .

; (10.2)

2) визначається частота обертів турбінного колеса гідроапарата (трансформатора або муфти) nт при швидкості Vі .

; (10.3)

3) за кривою Мт = f(nт) визначається величина Мт , яка відповідає розрахованій величині nт .

Величина змех=зцzц·зкzк являє собою механічний КПД передачі без урахування КПД корегувальної зубчатої пари між валами дизеля та насосних коліс гідроапаратів.

змех=зцzц·зкzк·зсп=0,9853·0,971=0,925

При розрахунку дотичної сили тяги Fд дуже важливо вірно визначити яку величину передаточного числа - і1 або і2 підставляти у формулу (10.1); для цього, як вказувалось раніше, використовується режимна карта роботи гідропередачі. Результати розрахунку зручно представити в табличній формі.

Таблиця 10.1 - Результати розрахунку тягової характеристики тепловоза

За результатами розрахунку необхідно побудувати на міліметровому папері формату А4 тягову характеристику тепловоза для двох режимів роботи. На тягову характеристику треба нанести обмеження по щепленню коліс з рейками, при цьому величина сили щеплення розраховується за формулою (1.1). Значення коефіцієнта зчеплення розраховується за формулою (1.2), де замість Vр підставляється поточне значення швидкості з інтервалу від V = 0 до V=20км/год. через ДV = 5 км/год. Результати розрахунку зручно представити в табличній формі.

Таблиця 10.2 - Результати розрахунку обмеження сили тяги по зчепленню коліс з рейками

11 Розрахунок та побудова економічних характеристик тепловоза

Одним із основних техніко-економічних показників тепловоза є його ККД який вираховується за формулою

, (11.1)

де 3600 кДж/кВт*год - тепловий еквівалент однієї кіловат-години

- дотична потужність тепловоза, кВт;

- годинна витрата дизельного палива, кг/год;

кДж/кг - нища теплота згорання дизельного палива;

Дотична потужність тепловоза визначається за формулою

. (11.2)

Годинна витрата дизельного палива визначається за формулою

, (11.3)

де - питома ефективна витрата дизельного палива кг/(кВт*год),

;

- ефективна потужність дизеля, кВт;

, (11.4)

де - ККД що враховує витрати потужності на допоміжні потреби;

- ККД коректуючої зубчатої пари.

Величини Мн та nн визначаються за графіком при величині nт згідно поточної швидкості.

ККД передачі:

, (11.5)

де -тягова потужність дизеля, що передається до гідропередачі, кВт;

. (11.6)

Результати розрахунків необхідно привести у вигляді табл. 11.1.

Таблиця 11.1 - Результати розрахунку економічних характеристик

За результатами розрахунку необхідно побудувати для двох режимів роботи тепловоза наступні залежності:

Рд = f (V), Gг = f (V), Ре = f (V), зп = f (V), зт = f (V).

Висновок

В результаті виконання курсового проекту була розрахована гідравлічна передача тепловозу ТГМ-6А. Даний тепловоз найдоцільніше експлуатувати: на маневровому режимі - з конструкційною швидкістю Vк = 38 км/год, оскільки згідно проведених економічних розрахунків ККД передачі зп = 0,913 є максимальним, а також ККД тепловозу зт = 0,346 є максимальним; на поїзному режимі - з швидкістю Vк = 70 км/год., оскільки згідно проведених економічних розрахунків ККД передачі зп = 0,913 є максимальним, а також ККД тепловозу зт = 0,34 є максимальним.

Перелік використаної літератури:

1. Боднар Б.Є., Бобирь Д.В., Капіца М. І., Шепотенко А. П. Гідравлічні передачі локомотивів. Методичні вказівки до виконання курсової роботи. - Дніпропетровськ, ДНУЗТ, 2004, 30 с.

2. Логунов В.Н., Кузнецов Л.Н., Чебанов Е.Н. Устройство тепловоза ТГМ-6А. - М.: Транспорт, 1981 г. - 287 с.

3. Тепловозы промышленного железнодорожного транспорта. Н.Е. Иванов, и др. - Киев: Вища школа, 1987. - 359с.