Электрогенераторов РД2Д и ТРКП

Ременные передачи относятся к быстроходным передачам и поэтому в приводах они чаще всего применяются в первой ступени, когда нужно понизить частоту вращения перед входом в редуктор. Чаще всего это необходимо при высокооборотных электродвигателях. Типичным для подвижного состава железных дорог является применение ременных передач для привода редукторов различных электрогенераторов от оси колёсной пары. В этом случае необходимо повышать частоту вращения, применяя мультипликаторы.

На кинематических схемах приводов ременные передачи обозначаются так, чтобы дать полную информацию о типе применяемого ремня (рис. 4.4).

Рис. 4.4. Обозначение ременных передач на кинематических схемах

Исходными данными для расчёта являются номинальная мощность и номинальная частота вращения ведущего вала или условия долговечности ремня.

Благодаря наличию огромной номенклатуры стандартных ремней, инженеру нет необходимости разрабатывать ремни.

При проектировании ременной передачи необходимо выбрать типоразмер и количество ремней, соответствующих динамическим условиям работы, а затем проверить выбранные ремни на прочность и рассчитать конструктивные параметры передачи. Поэтому даже при проектном расчёте передачи, расчёт самого ремня является проверочным.

Расчёт ременных передач проводится в два этапа:

1 – проектный расчёт, его цель – определение геометрических и силовых параметров ременной передачи (выбор типоразмера ремня, расчёт размеров шкивов, силы натяжения ремня, давления на вал);

2 – проверочный расчёт, когда вычисляются напряжения в ведущей ветви ремня и сравнивается с допускаемым.

Наиболее широкое распространение получили плоскоременные и клиновые (поликлиновые) ремни (рис. 4.5).

Рис. 4.5. Ременные передачи. Схемы, параметры и силы.

Плоскоременные передачи применяются при сравнительно высоких скоростях и малых нагрузках. В железнодорожном транспорте они уже, практически, выходят из использования. Однако в эксплуатации всё ещё находятся плоскоременные приводы генераторов РД-2Д для рефрижераторных и пассажирских вагонов постройки старше 1960-х годов.

Клиноременные передачи целесообразно применять при сравнительно меньших скоростях и больших нагрузках, их разновидность – поликлиновые ремни − обеспечивают более высокую точность высоконагруженных ременных передач. В автотранспорте, дорожно-строительных машинах и подвижном составе клиновые ремни широко применяются для приводов электрогенераторов и вспомогательных агрегатов типа маслонасосов, вентиляторов и т.п.

Исходными данными для расчёта являются мощность и частота вращения ведущего шкива передачи (двигателя), а также передаточное число ременной передачи, обычно рекомендуемое в пределах 2…3. Результаты расчёта – геометрические, кинематические и силовые параметры передачи.

Проектный расчёт плоскоременной передачи выполняется в следующем порядке.

Определяется диаметр ведущего шкива:

– для резинотканевых ремней d_1min = (1100…1300) (N₁/n₁)^1/3;

– для полиамидных кордленточных ремней d_1min = k_d M₁ ^1/3,

где k_d = 28,8 при n₁ £ 2000 об/мин; k_d = 31,0 при n₁ > 2000 об/мин.

Рассчитанный диаметр ведущего шкива округляется до ближайшего большего стандартного из нормального ряда по ГОСТ 17383-73: 40, 45, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000.

Определяется диаметр ведомого шкива d₂, мм d₂ = ud₁(1−ε), где u – заданное передаточное число ременной передачи (u = 2…3); ε = 0,01…0,02 – коэффициент скольжения. Полученный диаметр так же, как и d₁ округляется до ближайшего большего из нормального ряда. По стандарту d₁ и d₂ обозначены D₁ и D₂.

Определяется фактическое передаточное число u_ф и его отклонение от заданного (не более 3 %) u_ф = d₂/ [d₁(1– ε)]; Δ_u = (|u_ф – u| /u)·100% ≤ 3 %.

Определяется приблизительное межосевое расстояние А ≥ 1,5(d₁+ d₂), мм.

Определяется расчётная длина ремня

L = 2A+π(d₁+ d₂)/2 + (d₂ – d₁)²/(4A), мм.

При монтаже передачи надо предусмотреть уменьшение А на 0,01L , чтобы облегчить надевание ремня, для увеличения натяжения ремня предусматривается увеличение А на 0,025L. Для ремней, выпускаемых в виде бесконечного кольца, должна быть принята стандартная длина (табл. 4.1 ремни Б, В) и по ней уточняться межосевое расстояние.

Угол обхвата ремнём ведущего шкива α₁ = 180° – 57° (d₂ – d₁)/А ≥ 150°. При малых межосевых расстояниях и больших передаточных числах, когда в передаче угол обхвата может получиться меньше 150°, а также в высоконагруженных передачах применяют натяжной ролик диаметром не менее 0,8d₁, погружаемый в ведомую, менее нагруженную ветвь ремня. Требуемое погружение ролика удобнее определять графически, вычерчивая передачу в уменьшенном масштабе (рис. 4.6) так, чтобы обеспечивались углы обхвата шкивов
α₁ = 180°…220° и α₂ > α₁.

Рис. 4.6 Схема передачи с натяжным роликом

Скорость ремня V = π d₁n₁/60000, должна быть ≤ 35 м/с.

Частота пробегов ремня U = L /V, должна быть≤ [15 c^–1]. Это условие гарантирует срок службы 1000…5000 часов.

Окружная сила, передаваемая ремнём F_t = 1000 N_ном/V, где N_ном – номинальная мощность двигателя, КВт.

Допускаемая удельная окружная сила [q_п] = [q₀] С_θ С_α С_V С_P С_d С_F,

где [q₀] − номинальное окружное удельное усилие, передаваемое ремнями при номинальных условиях: угол обхвата 180°, скорость 10 м/с, односменный лёгкий режим работы и горизонтальное расположение (табл. 4.2), С – поправочные коэффициенты (табл. 4.3).

Определяем ширину ремня b = F_t / (δ [k_п]), предварительно задавшись толщиной ремня δ. Ширину ремня округляем до стандартного значения. Толщину ремня находим по выбранной ширине ремня или диаметру ведущего шкива (табл. 4.3).

Площадь поперечного сечения ремня S = δ∙b, мм².

Сила предварительного натяжения ремня F₀ = S∙σ₀ (σ₀ = 2 МПа).

Натяжение ведущей и ведомой ветвей ремня (индексы 1 и 2)

F₁ = F₀+F_t/2; F₂ = F₀ – F_t/2.

Сила давления на вал F_оп = 2 F₀ sin(α₁/2).

При проверочном расчёте плоскоременной передачи проверяется прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви σ_max, МПа: σ_max = σ₁ + σ_и + σ_цб ≤ [σ]_p,

где σ₁ – напряжение растяжения, МПа; σ₁ = F₀/A + F_t/(2A); σ_и – напряжения изгиба, МПа; σ_и = E_иδ/d₁.

= E_и = 80…100 МПа – модуль продольной упругости прорезиненных ремней при изгибе;

σ_цб = ρ·V²·10^–6 – напряжения от центробежных сил, МПа;

ρ = 1000…1200 кг/м³ – плотность материала ремня, кг/м³;

V – скорость ремня, м/с;

[σ_p] = 8 МПа – допускаемое напряжение растяжения.

Если σ_max > [σ_p], то следует увеличить диаметр d₁ ведущего шкива или принять большее сечение ремня и повторить расчёт передачи.

Результаты расчёта плоскоременной передачи представляют в виде перечня параметров: − тип ремня;

− межосевое расстояние;

− толщина, ширина и длина ремня;

− угол обхвата малого шкива;

− частота пробегов ремня;

− диаметры ведущего и ведомого шкивов;

− максимальное напряжение в ремне;

− сила предварительного натяжения ремня;

− сила давления ремня на вал.

-

-

Проектный расчёт клиноременной и поликлиновой передачи проиллюстрируем на примере клиноременной передачи (рис. 4.7) текстропно-редукторно-карданного привода (ТРКП) электрогенераторов пассажирских и почтовых вагонов [31].

Рис. 4.7. Привод ТРКП

Для эффективной работы генератора механизм привода повышает частоту вращения, поэтому его называют редуктором лишь по сложившейся традиции, в действительности это мультипликатор с предварительной повышающей ременной передачей, как мы и будем его далее называть.

Ведущий шкив насажен на ось колёсной пары с колёсами диаметром d_кол = 0,950 м, четыре клиновых ремня передают движение на ведомый шкив с повышающим передаточным отношением U_рем = 1,4, далее, через одноступенчатый цилиндрический мультипликатор с передаточным отношением 2,9 вращение передаётся на выходной вал с карданной муфтой, а с неё – на генератор. КПД привода составляет η_прив= 90 %.

Межосевое расстояние передачи задано конструктивно 800 мм.

Предварительно рассчитаем динамические условия работы привода, которые послужат исходными данными для расчёта передач.

Генератор включается при скорости движения вагона 45 км/ч и начинает выдавать мощность ≈ 4 кВт, при длительной работе на скорости вагона 100 км/ч он вырабатывает мощность ≈ 8 кВт.

Для обеспечения прочности ремней мы будем проводить расчёт при самых напряжённых условиях работы, когда вагон движется с максимальной расчётной скоростью V_max = 160 км/час = 44,44 м/с, при этом полагаем, что генератор развивает мощность N_max = 13 кВт.

При таком режиме максимальной нагрузки:

− мощность на ведущем шкиве N₁ = N_max/η_прив = 13/0,9 ≈ 14,4 кВт;

− мощность на ведомом шкиве N₂ = N₁/η_рем = 14,4/0,95 ≈ 13,7 кВт;

− угловая скорость ведущего шкива ω₁ = 2V_max/d_кол = 2∙44,44/0,950 ≈ 93 c⁻¹;

− частота вращения ведущего (большего) шкива n₁ = 30ω₁/π ≈ 890 об/мин; ведомого (малого) шкива ω₂ = ω₁ U_рем=93∙1,4=130,2c⁻¹; n₂ = n₁U_рем =
= 890∙1,4 = 1246 об/мин;

− вращающий момент на ведущем шкиве M₁ = N₁/ ω₁ ≈ 155 Нм; на ведомом шкиве M₂ = N₁η_рем/(ω₂) = 14,4·0,95/(1,4·93) ≈ 105 Нм.

Расчёт рекомендуется выполнять в следующей последовательности.

Выбирается сечение ремня. Выбор сечения ремня производится по диаграмме (рис 4.8) в зависимости от передаваемой мощности N₁, кВт и частоты вращения меньшего шкива, об/мин.

Рис. 4.8. Диаграмма для выбора сечения клиновых и поликлиновых ремней

Тип проектируемой ременной передачи предусмотрен техническим заданием (табл. 4.4, 4.5). При этом клиновые ремни нормального сечения "О" применяются только при мощностях до двух киловатт.

Для нашего случая выбираем ремень нормального сечения типа "В".

Таблица 4.4 Клиновые ремни по ГОСТ 1284.1-1284.3 – 80, размеры в мм
S– площадь сечения, мм; Lp– диапазон расчётных длин ремней; ΔL – разность между расчётной и внутренней длиной ремня В скобках – международные обозначения
Тип сечения	Диаметр меньшего шкива, мм	bp	bp	h	S	LP	ΔL	Масса кг/м
О (Z)		8,5				400…2500		0,06
А (A)		11,0				560…4000		0,10
Б (B)		14,0		10,5		800…6300		0,18
В (C)		19,0		13,5		1800..10000		0,30
Г (D)				19,0		3150..14000		0,60
Д (E)				23,5		4500..18000		0,90
Е				30,0		6300..18000		1,52
Стандартный ряд длин LP : 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 2800; 3150; 3550; 4000; 4500; 5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000; 11200; 12500; 14000; 16000; 18000.
Допускаются промежуточные значения LP: 425; 475; 530; 600; 670; 750; 850; 950; 1060; 1180; 1320; 1500; 1700; 1900; 2120; 2360; 2650; 3000; 3350; 3750; 4250; 4750; 5300; 6000; 6700; 7500; 8500; 9500; 10600; 11800; 13200; 15000; 17000.
Условные обозначения ремней: Ремень В-2360 Т ГОСТ 1284.3-80 – ремень типа "В" длиной 2360 мм с кордовой тканью;
Ремень Б-3000 Ш ГОСТ 1284.1-80 – ремень типа "Б" длиной 3000 мм с кордшнуром.
Клиновые узкие по ТУ 38-40534-75 и 38-105161-84
	Mmax, Нм	bp	bp	h	S	LP	ΔL	кг/м
УО	<150	8,5				630…3550		0,05
УА	90…400	11,0				800…4500		0,07
УБ	300…2000	14,0				1250…8000		0,14
УВ	>1500	19,0				2000…8000		0,22

Таблица 4.5 Поликлиновые ремни по ТУ 38105763-84, размеры в мм
	Lp– диапазон расчётных длин ремней; S ≈ b×(H–h/2) – площадь сечения
Тип сечения	p	Н	h	r1	r2	LP	Число клиньев	dmin	Mmax, Нм
оптим	максим
К	2,4		2,15	0,1	0,4	400…2000	2…36			<40
Л	4,8	9,5	4,68	0,2	0,7	1250..4000	4…20			18…35
М	9,5	16,7	9,6	0,4	1,0	2000..4000	4…20			>130
Примечание. Ремни К могут заменять клиновые ремни О и А, ремни Л заменяют Б и В, ремни М заменяют В, Г, Д, Е.

Определяем минимально допустимый диаметр меньшего шкива в зависимости от момента на валу двигателя и выбранного типа сечения ремня. По эмпирической формуле d_min≈ (3…4)M_max^1/3. В нашем случае это d_2min = (3…4) M₁^1/3=
= (3…4)·155^1/3 = (161,085…214,78). Учитывая нормальный ряд диаметров (см. расчёт плоских ремней), можем принять значение, близкое к среднему в рассчитанном диапазоне d_2min = 180 мм. Однако учитывая, что для сечения "В" минимальный диаметр не может быть меньше 200 мм, а кроме того, учитывая рекомендации для повышения срока службы назначать диаметр на 1…2 значения больше рассчитанного, принимаем для нашего случая d₂ = 200 мм.

Определяем диаметр большего шкива, мм: d₁ = d₂·U_рем(1–ε), где U_рем – передаточное число передачи, ε – коэффициент скольжения, который для кордтканевых ремней равен 0,01, а для кордшнуровых 0,02; d₁ = 200·1,4·(1– 0,01) =
= 277,2 мм. Полученное значение d₁ так же, как и d₂ округляется до ближайшего стандартного из нормального ряда. По стандарту расчётные диаметры d₁ и d₂ обозначаются соответственно d_р1 и d_р2.

Таким образом, в нашей передаче d_р1 = 280 мм; d_р2 = 200 мм.

Определяем фактическое передаточное число U_ф и оцениваем его отклонение DU от заданного U: U_ф = d₂/[d₁(1– ε)]; DU = (úU_ф–U_ремú /U_рем)·100% £ 3 %. В нашем случае фактическое передаточное число U_ф = d₁/[d₂(1– ε)] = 1,41, что отличается от заданного на DU = (ú1,41–1,4ú/1,4) = 0,00714, менее, чем на 1 %.

Вычисляем ориентировочное межосевое расстояние А, мм. Оно должно быть не менее: А ³ 0,55(d₁+d₂)+h(H), где h(H) – высота сечения клинового (поликлинового) ремня. В нашем случае межосевое расстояние ориентировочное межосевое расстояние должно быть больше А ³ 0,55(280+200)+13,5 = 277,5 мм. Однако практически межосевое расстояние обусловлено конструкцией колёсной тележки и составляет ≈ 800 мм, что удовлетворяет условию минимального.

Находим расчётную длину ремня L, мм: L = 2A+p (d₁+ d₂)/2+(d₂ –d₁)²/4А. Для нас это L = 2·800+3,14(280+200)/2+(280–200)²/(4·800) = 2355,63 мм. Это значение округляем до ближайшего стандартного из ряда длин ремней (табл. 4.4) и получаем L = 2360 мм.

Уточняем межосевое расстояние по стандартной длине

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения А на 0,01L, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для подтягивания ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения А на 0,025L. Такие возможности в конструкции привода 2ГВ-003 предусмотрены.

Угол обхвата ремнём меньшего шкива a₂ = 180° – 57°(d₂ – d₁)/А, не менее 120°. В рассчитываемой передаче a₂ = 80°– 57°(280 – 200)/821,85 ≈ 174°.

Скорость ремня, м/с: V = p d₁ n₁/60000 £ [V], где d₁, n₁ – соответственно диаметр ведущего шкива, мм и его частота вращения, об/мин, [V] – допускаемая скорость (25 м/с для клиновых и 40 м/с для узких клиновых и поликлиновых ремней). В рассчитываемой ременной передаче

V = 3,14·280·890/60000 = 13,04 м/с.

Находим частоту пробегов ремня ν, c⁻¹: ν = V/l £ [ν], где [ν] – допустимая частота пробегов 30 с⁻¹. В нашем случае это условие выполняется: ν = 13,04/2,360 = 5,53 с⁻¹. Такое условие гарантирует срок службы ремня до 5000 часов.

Определяем допускаемую мощность (табл. 4.6), передаваемую одним клиновым ремнём или поликлиновым с 10 клиньями [N₀], кВт, (обозначим [N₁₀] )

‒

В нашем случае можем принять [N₀] = 7,45 кВт.

Находим необходимое число ремней Z = (N₁·C_p)/(N₀·C_L·Cα·C_Z), где все необходимые коэффициенты находим из таблицы 4.7.

Для рассчитываемой нами передачи C_p =1,5; C_L = 0,92; C_α=0,97;
C_Z = 0,9, а число ремней Z = (14,4 ·1,5)/(7,45 · 0,92 · 0,97 · 0,9) = 3,609. Принимаем Z = 4.

В передачах малой и средней мощности рекомендуется принять число клиновых ремней меньше пяти из-за их неодинаковой длины и неравномерности нагружения; число клиньев поликлинового ремня
Z = 10(N₁₀·C_p)/(N₀·C_L·C_α·C_Z). При необходимости уменьшить расчётное количество ремней (число клиньев) следует увеличивать диаметр ведущего шкива или переходить на большее сечение ремня.