Є В Михайлов, С О Семенов - Аналіз недоліків схеми навантаження традиційної колісної пари залізничного рухомого складу - страница 1

Страницы:
1 

В. Ф. Ушкалое, М. Б. Соболевская, И. Б. Теличко // Вісник Східноукраїнського національного університету імені В. Даля. - 2010. - № 5 (147). - Частина 2. - С. 67-72.

У статті розглянуті питання пасивного захисту електровоза швидкісного пасажирського поїзда при аварійних зіткненнях. Розроблено конструкцію жертовного елемента, призна­ченого для установки в кінцевих частинах рами електровоза ЕП20. Наведено результати математичного моделювання пластичного деформування розробленої конструкції при ударі тілом масою 80 т зі швидкістю 36 км/год.

Ключові слова: пасажирський електровоз нового покоління, аварійне зіткнення, система пасивної безпеки, жертовний елемент.

The problems of passive protection of electric high-speed passenger train locomotive at emer­gency collisions are studied. The design of sacrificial element to be installed in the end parts of the EP20 electric locomotive frame is developed. Results of mathematical modeling of plastic developed structure deformation at impact with the body weight of 80 tons at a speed of 36 km/h are given.

Keywords: passenger electric locomotive of new generation, emergency collision, passive safety system, sacrificial element.

Ушкалов В. Ф. - Институт технической механики Национальной академии наук Украины и Национального космического агентства Украины (ИТМ НАНУ и НКАУ), член-корреспондент НАНУ, заведующий отделом статистиче­ской динамики механических систем.

Теличко И. Б. - ООО "Проектно-конструкторское производственное предприятие МДС" (ООО "ПКПП МДС"), председатель общества, аспирант ИТМ НАНУ и НКАУ.

Соболевская М. Б. - ИТМ НАНУ и НКАУ, к.т.н., с.н.с. отдела динамики многомерных механических систем.

Сирота С. А. - ИТМ НАНУ и НКАУ, научный сотрудник отдела динамики многомерных

механических систем. Рецензент: д.т.н., проф., Пошивалов В.П.

УДК 625.03

Михайлов Є.В., Семенов С.О.

м. Луганськ

АНАЛІЗ НЕДОЛІКІВ СХЕМИ НАВАНТАЖЕННЯ ТРАДИЦІЙНОЇ КОЛІСНОЇ ПАРИ ЗАЛІЗНИЧНОГО РУХОМОГО СКЛАДУ

У статті проаналізовано недоліки схеми навантаження традиційної колісної пари залізничного рухомого складу в експлуатації.

Ключові слова: рухомий склад, колісна пара, схема навантаження, вісь, переріз, вигин.

Постановка проблеми

Колісні пари є одним з найбільш відповідальних вузлів рейкового рухомого складу. В традиційних конструкціях колісних пар жорстко насаджені на вісь колеса передають вагу надресорної будови рейкового екіпажа на рейки та сприймають відпо­відні зусилля при взаємодії з рейковою колією. Локомотивні колісні пари крім того в точках контакту коліс з рейками реалізують сили тяги та гальмування [1, 4].

Величини зусиль, що сприймаються колісною парою, є достатньо великими. Тому, навіть при її масивній конструкції з достатніми коефіцієнтами запасу міцності, в експлуатації виникають пружні деформації вигину осі колісної пари, які обумовленітим, що передача вертикальних навантажень від надресорної будови відбувається не у перетинах осі, в яких встановлені колеса, а через шийки осі.

Розглядаючи вісь залізничної колісної пари як пряму балку, можна встановити, що під дією зовнішніх сил, що діють в одній з головних площин цієї балки, її вісь скривлюється в тій же площині, при цьому поперечні перетини балки не тільки посту­пально зміщуються, але й повертаються [3]. Нехтуючи деформаціями зрушення можна вважати, що кут повороту поперечного перетину балки є рівним куту між дотичною, що проведена до зігнутої осі балки у цьому перетині, та недеформованою віссю балки, тобто куту повороту осі балки в цьому перетині.

З фізичної природи явища вигину виходить, що зігнута вісь безперервної бал­ки повинна бути безперервною та гладкою (такою що не має зламів) кривою. При цьо­му деформація тієї або іншої ділянки балки визначається викривленням його пружної лінії, тобто кривизною осі балки.

З урахуванням жорсткої посадки коліс у колісній парі на вісь, повороти відпо­відних перетинів останньої при її вигині повинні привести до відповідних поворотів жорстко закріплених на ній коліс. Величини цих поворотів визначають можливі (пру­жні або непружні) додаткові переміщення коліс щодо рейок в поперечному осі колії напрямі при дії на колісну пару вертикальних статичних і динамічних навантажень під час руху рейкового екіпажа.

Відомо, що навіть незначні поперечні прослизання в точках контакту коліс з рейками можуть істотно вплинути на умови їх контакту та параметри силової взаємодії [2], тому представляється доцільним оцінити величини цих додаткових переміщень та можливості їх впливу на процеси, що протікають в контакті коліс з рейками .

Метою статті є аналіз недоліків схеми навантаження традиційної конструкції колісної пари рейкового екіпажу.

Матеріали та результати дослідження

При рішенні поставленої задачі прийняті наступні допущення: вісь колісної пари розглядається як пряма балка постійного поперечного перетину з діаметром d; вплив посадки коліс на форму кривої вигину осі колісної пари не враховується; розпо­ділене прикладення навантажень до осі колісної пари замінюється зосередженим.

Як показують розрахунки, осьовий момент інерції перетину колеса щодо осі, що перпендикулярна площині, що проходить через вісь колісної пари, приблизно на 3 порядки більше відповідного осьового моменту інерції перетину осі самої колісної па­ри. Тому деформаціями вигину колеса в цій площині під дією прийнятої системи нава­нтажень можна знехтувати. Отже, можливий зсув колеса щодо рейки в поперечному осі рейкової колії напрямі при вигині осі колісної пари залежатиме в першу чергу від кута повороту перетину осі колісної пари, в якому жорстко встановлено колесо.

Розглянемо для прикладу представлену на рис.1 розрахункову схему вагонної колісної пари з вертикальними навантаженнями, що діють на неї. Приймаємо прямо­кутну систему координат х-у з початком у точці О на лівому кінці осі колісної пари.

При рівномірному розподілі вертикальних навантажень, що діють, по шийках

осі (P1 = P0/2, P2 = P0/2) нормальні реакції з боку рейок N1 = P0/2, N2 = P0/2.

Для визначення переміщень перетинів осі, що цікавлять нас, необхідно отри­мати рівняння, які зв'язують величини кутів повороту та прогинів перетинів балки з координатою х по довжині осі. Ці рівняння можна отримати при інтегруванні відомого [3] основного диференціального рівняння зігнутої осі балки

d2 У = M (x)

Вісник СНУ ім. В. Даля - № 4 (158) - Частина 1 - 2011


У 0

р

ф,

1 ^

J к

®

Pi

X

 

Li

щ_L

І

N1

.2_

Ls

 

-►

 

 

L4

 

 

 

 

Ls

 

 

Рисі. Розрахункова схема

З урахуванням прийнятих допущень для балки постійного поперечного пере­тину E Jz = const, тому після інтегрування отримуємо рівняння для визначення кутів повороту перетинів балки

= (x) = J Mx) dx + C = \М (x) dx + C. (2) dx EE J EE J

z z

При інтегруванні другий раз, отримуємо рівняння пружної лінії (рівняння про­гинів перетинів осі) в наступному вигляді

і г

y(x) = ——\(p(x) dx + C x + D . (3)

Скориставшись цими рівняннями можна визначити кути повороту і прогини будь-яких поперечних перетинів балки. Для цього необхідно записати в загальному

вигляді рівняння моментів, що вигинають АЕ'(х), у функції координати х поперечного перетину балки для виділених ділянок даної балки (див.рис.і):

M1 (x) = 0;

Mu(x) = -р ■ (x -L1) ;

MIU(x) = -p (x -L1) + N1 (x - L2); (4)

MlV(x) = -P (x -L1) + N ■ (x - L2) + N2 (x - L3) ;

MV(x) = -P (x -L1) + N ■ (x - L2) + N2 (x - L3) - P2 (x -L4).

Потім вирази (4) підставляються у рівняння (2) та (3) й інтегруються. Оскільки вирази моментів, що вигинають, для ділянок I-V різні, то й рівняння пружної лінії на цих ділянках різні. Тому інтегрування рівнянь (4) потрібно проводити роздільно для кожної ділянки. Постійні інтегрування Сі D для кожної ділянки балки можна визна­чити з граничних умов, наприклад: y II( L2) = y   L2) = 0; y III(L3) = y IV( L3) = 0;

(3n(L2) = (3Ш( L2); (?nI(L3) = (IV( L3) і тому подібне.

Визначення переміщень перетинів для балок, що мають декілька ділянок, мо­же бути достатнє трудомістким, оскільки для n ділянок число довільних констант (C і

D) зростає до 2n. Для зменшення обчислювальної роботи використовуємо метод поча­ткових параметрів [3], що дозволяє при будь-якому числі ділянок балки забезпечити вирішення при відшуканні всього двох констант, - прогину та кута повороту на почат­ку координат:

(5)

де (р0 у0 - кут повороту та прогин балки на початку координат.

Використовуючи метод Клебша інтегруємо рівняння (2) і (3) на всіх виділених ділянках осі колісної пари. Універсальні рівняння методу початкових параметрів сто­совно нашого випадку мають вигляд:

M(x) = у Мг + у Ft (x^L

і!

E J„

у m ^ (x LM')) f ^(x LF')2

y(x) = y0 + % ^ x +

і

E J„ (6)

(7) (8)

5

і

де LF' LM' - координати перетинів, в яких прикладені відповідні зусилля, що вигина­ють вісь колісної пари .

Визначивши постійні інтегрування y0 і (р0 з граничних умов, по залежностях

(7), (8) можна побудувати графіки, що характеризують вигин осі колісної пари і розра­хувати кутові та лінійні деформації осі в перетинах, що цікавлять нас.

На рис.2, 3 для прикладу приведені графіки, що характеризують величини ку­тів повороту перетинів (р( x) і прогинів у( x) осі колісної пари з приведеним діамет­ром d = 0,і7м під впливом прикладених до шийок осі вертикальних навантажень Я/2=Г20 кН.

Рис.2. Залежність (?(x)

у, мм

— V

\ І

Рис.3. Залежність у( x)

Результати проведених розрахунків показують, що при існуючій схемі ванта­ження колісної пари прикладеними до шийок осі вертикальними навантаженнями від надресорної будови в діапазоні 90..Л20 кН, кути повороту перетинів осі, у яких жорс­тко закріплені колеса, можуть скласти від 0,002356 до 0,003і42 рад. (позитивними ку­тами повороту перетинів вважаємо кути при повороті перетинів проти годинникової стрілки). Відповідні цим кутам повороту можливі додаткові зсуви точок контакту кож­ного колеса з рейкою в перпендикулярному подовжній осі рейкової колії напрямі мо­жуть скласти від і,і2 до і,49 мм.

Основні параметри колісної пари строго регламентуються за умовами безпеки руху. Так, наприклад, відстань між внутрішніми гранями ободів коліс в колісних па­рах, призначених для руху з швидкостями до і20 км/год повинна складати і440-3 мм

[і]. Але, тільки за рахунок існуючої схеми вантаження колісної пари вертикальними навантаженнями (що визначається її традиційною конструкцією) відстань між колеса­ми колісної пари при русі екіпажа в експлуатації може зменшуватися на величину до 3 мм, а з урахуванням впливу динамічних процесів - і того більше.

Слід відмітити, що факти негативного впливу пружних деформацій вигину осей локомотивних колісних пар в експлуатації відомі вже давно. Так, наприклад, ви­гин осі при традиційній схемі вантаження визначає нерівномірність зносу вкладишів моторно-осьових підшипників по їх довжині. Щоб цього уникнути розточування внут­рішньої поверхні вкладишів проводиться по гіперболі [4].

У проведених розрахунках не враховувалися горизонтальні навантаження (ра­мні сили, зусилля що направляють і сили тертя коліс по рейках), що діють на колісну пару, та відмінність диметров перетинів осі по розглянутих ділянках. Їх облік, безумо­вно, може декілька змінити картину навантаження осі колісної пари. Наприклад, за рахунок перерозподілу вертикальних навантажень при дії поперечних зусиль наванта­ження колісної пари стане несиметричним. Але порядок величин можливих додатко­вих поперечних зсувів точок контакту коліс з рейками при вигині осі колісної пари, очевидно, буде таким же.

Можна припустити, що відмічена можливість додаткових поперечних просли-зань коліс по рейках, що обумовлена традиційною конструкцією колісної пари, при русі рейкових екіпажів самим негативним чином повинна позначатися на процесах зносу коліс і рейок інтенсифікуючи їх. Крім цього, вказаний недолік схеми наванта­ження локомотивної колісної пари повинен також позначатися й на процесах реалізації тягових і гальмівних зусиль за рахунок впливу на величину поперечних прослизань коліс по рейках, особливо при достатньо високій інтенсивності коливань підстрибу­вання, бічної хитавиці та галопування надресорної будови рейкових екіпажів. Оцінка ступеня цього впливу є завданням подальших досліджень.

Висновки

Традиційна конструкція колісних пар рейкових екіпажів із жорсткою насад­кою коліс на вісь має суттєвий недолік, пов'язаний з передачею вертикальних наванта­жень на колеса від надресорної будови через шийки осі, що викликає деформації виги­ну осі колісної пари та можливість додаткового поперечного переміщення точок кон­такту коліс щодо рейок у процесі руху екіпажу. Одним з реальних шляхів усунення цього недоліку може бути зміна схеми завантаження коліс вертикальними наванта­женнями, що, очевидно, можливо тільки при зміні традиційної конструкції колісної пари.

Література

1. Вагоны/ Под ред. Л.Д.Кузьмича. - М.: Машиностроение, і978. - 376с.

2. Голубенко А.Л. Сцепление колеса с рельсом.-Луганск: Из-во ВУГУ, і999. - 476с.

3. Дарков А.В., Шпиро Г.С. Сопротивление материалов. - М.:Высшая школа, і975. - 654с.

4. Скалин А.В., Кононов В.Е, Бухтеев В.Ф., Ибрагимов М.А. Экипажная часть теплово­зов. Конструкция, долговечность, ремонт. - М.: ООО «Желдориздат», 2008.-304с.

В статье проанализированы недостатки традиционной схемы нагружения колесной па­ры железнодорожного подвижного состава в эксплуатации.

Ключевые слова: подвижной состав, колесная пара, схема нагружения, ось, сечение, изгиб.

In the article the lacks of traditional chart of ladening of wheelpair of railway rolling stock are analysed in exploitation. Fіg.3. Ref.4.

Keywords: rolling stock, wheelpair, chart of ladening, ax, section, bend.

Михайлов Є. В. - к.т.н., доц., кафедри організації перевезень і управління на залізнично­му транспорті Східноукраїнського національного університету ім.В.Даля

Семенов С.О. - інженер кафедри організації перевезень і управління на залізничному транспорті Східноукраїнського національного університету ім.В.Даля Рецензент: д.т.н., проф. Чернецька-Білецька Н.Б.

УДК 629.42і: 629.4.0і8

Басов Г.Г., Гундарь В.П.

г. Луганск

КОМПЛЕКСНОЕ РЕШЕНИЕ ЗАДАЧ НАДЕЖНОСТИ ТЕПЛОВОЗОВ ПРОИЗВОДСТВА ПАО «ЛУГАНСКТЕПЛОВОЗ»

В статье рассматриваются вопросы испытания тепловозов производства ПАО «Лу-гансктепловоз» на надежность на базе испытательного центра «Транссерт». Ключевые слова: тепловоз, надежность, безотказность, долговечность, усталост­ная прочность, испытания.

Луганский паровозостроительный завод в і896 году был создан как базовое предприятие по выпуску грузовых паровозов [і]. В і956-і957 годы завод по постанов­лению правительства страны переходит на выпуск тепловозов по чертежам Коломен­ского и Харьковского заводов, начав в і956 году с выпуска пяти тепловозов ТЭ-3.

После укрепления конструкторской и технологической служб, путем создания Центрального конструкторского бюро (ЦКБ) и отдела главного технолога, расширения испытательной базы, укрепления Центральной заводской лаборатории, завод начал выпуск тепловозов собственной разработки.

Первым тепловозом, разработанным и построенным по собственным черте­жам, был маневровый тепловоз ТЭВ мощностью 55і кВт. Рост тяжелой промышленно­сти вызвал увеличение грузоперевозок и потребность в более мощных тепловозах. Бы­ли спроектированы и построены грузопассажирский тепловоз двухсекционный ТГі00 общей мощностью 2206 кВт и ТГі02 общей мощностью 2942 кВт. За последующие 8 лет на заводе было разработано более 20 проектов тепловозов, построено шесть опыт­ных машин, изготовлено две партии тепловозов и начат выпуск двух серий тепловозов ТЭ3 и 2ТЭЮЛ. В і964 году разработав и построив опытный образец тепловоза М62 завод начал выпускать в і965 году этот тепловоз на экспорт.

Бурный рост железнодорожных перевозок в стране и Европе ставит перед за­водом новые задачи, и предприятие осваивает выпуск новых серий грузовых теплово­зов: 2ТЭЮВ, 2ТЭЮМ, 2ТЭЮУ, М62, 2М62М, ДМ62, ТЭЮ9, ТЭП4, 2ТЭП6, 2ТЭШ, 2ТЭШ, ТЭМЮ3, ТЭШ50, 2ТЭП6У, 2ТЭП6УМ [2].

Многолетний опыт коллектива завода по выпуску тепловозов выработал опре­деленный подход к проектированию, испытанию, выпуску опытного образца, выпуску установочной партии и переход на серийное производство данной партии.

Проектируемый по техническим условиям тепловоз должен удовлетворять следующим требованиям:

Вісник СНУ ім. В. Даля - № 4 (158) - Частина 1 - 2011

Страницы:
1 


Похожие статьи

Є В Михайлов, С О Семенов - Аналіз недоліків схеми навантаження традиційної колісної пари залізничного рухомого складу