Содержание к диссертации
Введение
1 Анализ состояния вопроса. Цель и задачи работы 9
1.1 Анализ состояния безопасности движения поездов и объективных факторов, влияющих на нее 9
1.2 Конструкция и назначение тележки грузового вагона 17
1.3 Неисправности деталей тележки вагона в эксплуатации 21
1.4 Недостатки конструкции тележки модели 18-100 25
1.5 Цель и задачи работы 28
2 Формирование расчетной схемы и математической модели механической колебательной системы «вагон - путь» 30
2.1 Некоторые предварительные замечания о сущности проблемы 30
2.2 О выборе характеристик пути при исследовании колебаний железнодорожного экипажа 33
2.3 Формирование математической модели колебаний системы «вагон - путь» 35
3 Имитационное моделирование динамики вагона в нестационарных режимах движения 77
3.1 Силы, действующие на железнодорожный экипаж в нестационарных режимах движения 77
3.2 Особенности уравнений движения и способы их интегрирования 111
4 Экспериментальные исследования динамических свойств грузового вагона 131
4.1 Инструментальный анализ значений конструктивных параметров ходовой части тележки с помощью автоматизированной установки «Спрут-М» 131
4.1.1 Назначение установки и область ее применения 131
4.1.2 Основные технические данные и характеристики измерительного комплекса 132
4.1.3 Основные контролируемые параметры 134
4.2 Результаты измерений значений основных конструктивных параметров тележки 137
4.3 Программа проведения натурных испытаний 147
4.4 Методика проведения натурных испытаний 149
4.5 Результаты экспериментальных исследований 152
Заключение и выводы по работе 164
Список литературы 167
Приложение 175
- Неисправности деталей тележки вагона в эксплуатации
- Формирование математической модели колебаний системы «вагон - путь»
- Особенности уравнений движения и способы их интегрирования
- Результаты измерений значений основных конструктивных параметров тележки
Введение к работе
В прямой связи с некоторым улучшением экономической ситуации в • России растут объемы перевозок грузов железнодорожным транспортом. В современных условиях жестких рыночных отношений эффективность функционирования и конкурентоспособность Российских железных дорог в решающей мере зависит от безопасности движения подвижного состава и от уровня эксплуатационных расходов на тягу поездов. Поэтому проблемы обеспечения необходимого уровня безопасности движения поездов, повы шения экономической эффективности перевозочного процесса, за счет сни жения эксплуатационных расходов на тягу поездов в настоящее время являются крайне актуальными. Для решения этих задач у вагонов нового поколения должны одновременно увеличиваться их осевая нагрузка, непосредственно определяющая их грузоподъемность, допускаемые скорости движения и надежность эксплуатационных свойств. Повышение осевой нагрузки позволяет повысить количество перевозимого груза на единицу подвижного состава, что благоприятно сказывается на экономической эффективности перевозок.
Свои требования к тележкам вагонов МПС России представило еще в 1999 г. при подготовке проекта Федеральной программы «Разработка и производство в России грузового подвижного состава нового поколения». Специалисты отрасли сформулировали концепцию перехода на трехгрупповую специализацию вагонов и ходовых частей. В качестве базового варианта была предложена осевая нагрузка 25 тс (для скоростей движения до 120 км/ч). Кроме того, планировалось создание грузового подвижного состава для скоростного движения (до 140 км/ч) при осевой нагрузке 20 тс, а также повышенной грузоподъемности с осевой нагрузкой до 30 тс для эксплуатации на замкнутых маршрутах.
Главная трудность решения этой проблемы заключается в том, что требования, предъявляемые к тележке - обеспечение высоких эксплуатационных свойств при одновременно низкой стоимости ее изготовления и обслуживания, являются противоречивыми по отношению друг к другу. В отличие от пассажирских вагонов, для которых массы пустого и заполненного пассажирами незначительно отличаются друг от друга, массы груженого и порожнего грузовых вагонов в несколько раз отличаются между собой. Этот фактор накладывает жесткие ограничения на разность высот автосцепок сцепляемых вагонов по условиям безопасности движения и именно этим обусловлен малый статический прогиб, (значительная высокая жесткость рессорного комплекта тележки) и именно с этим связаны низкие динамические качества, в первую очередь, - порожнего грузового вагона.
Корни зарождения этой проблемы восходят к концу 50-х годов прошлого века, когда в эксплуатацию была принята по тем временам более прогрессивная по сравнению с эксплуатируемыми в то время поясной тележкой Даймонда, тележкой М-44 и тележкой МТ-50, так называемая тележка инженера А. Г. Ханина, последние модификации которой известны как тележки моделей ЦНИИ-ХЗ-0 и 18-100.
Над решением этой проблемы и связанным с этим целым комплексом задач работают многие научные организации, однако до настоящего времени ее нельзя признать окончательно решенной.
Одним из традиционных путей повышения эксплуатационной эффективности тележки грузового вагона в настоящее время является модернизация типовой тележки по технологии американской компании A. Stucki — оснащение наиболее нагруженных узлов сочленения элементов ходовой части вагона износостойкими пластинами и уретановыми накладками, установка адаптера между буксой и боковой рамой, а также введение подпружиненных роликовых скользунов. По этому направлению идут Уралвагонзавод , Днепропетровский отраслевой научный центр и другие научные организации.
Вагоностроительные заводы и научные организации отрасли в настоящее время работают над созданием грузовых тележек нового поколения, которые отвечали бы требованиям основного заказчика по грузоподъемности и надежности. В первую очередь, это касается вагонов для осевой нагрузки 25 тс. В 2000 г. специалисты ФГУП «ПО "Уралвагонзавод"» на базе трехэлементной тележки модели 18-100 разработали и представили на испытания тележку модели 18-194, которая имеет традиционную конструкцию, состоящую из надрессорной балки и двух боковых рам, нежестко связанных между собой посредством распорных усилий, создаваемых фрикционными клиньями в центральном рессорном подвешивании. Испытания показали, что рессорный комплект отличается недостаточной гибкостью в поперечном направлении, а клиновая система не обеспечивает достаточную связанность боковых рам в плане. Параметры собственных скользунов не позволяют в достаточной степени демпфировать колебания виляния и препятствуют повороту тележки под вагоном в кривой. Однако «Уралвагонзавод» продолжает работать над доводкой конструкции и представил несколько улучшенную новую тележку модели 18-579 с билинейным рессорным подвешиванием, которая, тем не менее, не в полной мере отвечает современным требованиям, поскольку, как уже было упомянуто, основой ее служит морально устаревшая конструкция трехэлементной тележки модели 18-100.
В трехэлементной тележке, разработанной ВНИКТИ в 2003 г., для снижения интенсивных боковых колебаний предусмотрены упругие боковые опоры кузова сложной конструкции. Обрессоривание боковых рам снижает нагрузки на боковину и обеспечивает ее виброизоляцию, т. е. позволяет создать сварную конструкцию рамы. Кроме того, между колесной парой и боковой рамой предусмотрено полноценное горизонтально-упругое подвешивание, которое отличается небольшим вертикальным статическим прогибом.
Для повышения связанности элементов тележки в плане (повышения ее сдвиговой жесткости) на забегание ОАО «МЗТМ» (Украина) совместно с НВЦ «Вагоны» в 2002 г. разработали тележку модели 18-1711 с горизонтально-упругой связью в первой ступени и пространственными клиньями, оборудованными упругими накладками на наклонных поверхностях, которая в настоящее время проходит ходовые испытания.
Другим способом повышения динамических качеств ходовой части вагона является снижение необрессоренной массы за счет создания буксовой ступени обрессоривания тележки. Здесь необходимо отметить разработки научных отраслевых центров МИИТа (тележка с метаконами в буксовом подвешивании) и ПГУПСа, а также других научных коллективов. Аналоги таких систем подвешивания имеют место и за рубежом, например - тележка 75D железных дорог Китайской Народной Республики.
Опытная тележка Р25.120 с надбуксовым рессорным подвешиванием, построенная ОАО «Ижорские заводы» в 2000 г., имеет массу, на 1,5 т превышающую предусмотренную техническим заданием. Она показала признаки неустойчивого движения при скоростях свыше 90 км/ч.
Таким образом, основой существующего парка грузовых вагонов в настоящее время является (и будет являться в ближайшее время) тележка модели 18-100, эксплуатационные и динамические свойства которой и служат причиной многих существующих проблем железнодорожного транспорта.
Настоящая работа направлена на исследование влияния разброса значений конструктивных параметров тележки на динамическую нагружен-ность ее узлов, что в решающей мере определяет уровень безопасности движения поездов.
Для формирования обоснованной оценки состояния вопроса был выполнен анализ публикаций о результатах теоретических и экспериментальных исследований динамических качеств вагонов, проведенных ранее ВНИ-ИЖТом, МИИТом, ОмГУПСом, ПГУПСом, УрГУПСом и ДИИТом.
Сформирована математическая модель механической колебательной системы «вагон-путь» и выполнено имитационное моделирование ее дина мических свойств при воздействии внешних и внутренних факторов системы. Составлены методика и программа проведения натурных испытаний вагонов в порожняковых поездах. Произведен обмер ходовых частей эксплуатируемых полувагонов и статистический анализ параметров наиболее ответственных элементов их тележек. Проведены сравнительные экспериментальные исследования динамических качеств порожних полувагонов с целью оценки влияния модернизации их ходовой части на динамические качества с регистрацией параметров движения. Выполнена обработка эмпирического материала, полученного по результатам испытаний. Сделаны выводы и даны практические рекомендации, направленные на повышение безопасности движения полувагонов в порожняковых составах. Весь комплекс теоретических и экспериментальных исследований выполнен сотрудниками кафедры «Теоретическая механика» ОмГУПС под руководством профессора И. И. Галиева по просьбе и при содействии руководства Западно-Сибирской железной дороги.
Неисправности деталей тележки вагона в эксплуатации
Тележки служат для направления движения вагона по рельсовому пути, распределения и передачи всех нагрузок от кузова на путь, для восприятия тяговых и тормозных сил, а также для обеспечения движения вагона с минимальным сопротивлением и необходимой плавностью хода.
При конструировании тележек учитывают их назначение и необходимые ходовые качества для обеспечения безопасности движения: устойчивость против схода с рельсов, плавность при вписывании в кривые участки пути, минимальная величина вертикальных и горизонтальных динамических сил и ускорений при конструкционной скорости движения, требуемые показатели плавности хода вагона, гарантированная прочность и надёжность в эксплуатации.
Тележка модели 18-100 (рисунок 1.7) состоит из двух литых боковин, надрессорной балки, двух колесных пар, четырех букс, шкворня, двух сколь-зунов и двух рессорных комплектов.
Рессорный проем боковой рамы тележки выполнен в расчете на постановку семипружинного рессорного комплекта и оснащен клиновыми фрикционными гасителями колебаний переменного трения. Для успешной работы этих гасителей на вертикальных стойках рессорного проема боковой рамы установлены съемные фрикционные планки и ограничители смещения фрикционных клиньев в поперечном направлении, а в концевых частях надрес-сорной балки предусмотрены выемки с наклонными поверхностями для размещения фрикционных клиньев.
Надрессорная балка тележки выполнена в виде цельнолитого бруса равного сопротивления с цилиндрическим подпятником и жесткими скользу-нами. Балка снабжена технологическими отверстиями, а на концевых частях - наклонными поверхностями для установки фрикционных клиньев рессорного подвешивания, которые совместно с пружинными комплектами определяют ее положение относительно боковых рам. Тележка этого типа поперечной связи не имеет. Связь двух боковин частично осуществляет надрессорная балка посредством взаимодействия с фрикционными клиньями, которые, в свою очередь, взаимодействуют с фрикционными планками боковин. Этой связи не достаточно, поэтому ее дополняют колесные пары. Боковая рама (боковина) тележки (рисунок 8) имеет в средней части проем и развитую опорную плиту, на которой устанавливаются пружины рессорного комплекта на вертикальных стенках проема выполнены направляющие для надрессорной балки. К направляющим крепятся заклепками сменные фрикционные планки 5, изготовленные из термически обработанной стали марки 45. На нижнем поддоне имеются приливы 6 для установки пружин рессорного комплекта. Опорная плоскость поддона с внутренней стороны оканчивается полками 7, предназначенными для удержания триангеля от падения на путь в случае обрыва подвесок. Чтобы не было перекоса колесных пар при движении вагона, обе боковые рамы тележки должны иметь одинаковые расстояния между гранями наружных челюстей. Надрессорная литая балка (рисунок 9) тележки выполнена в форме замкнутого короба и бруса равного сопротивления изгибу. Заодно с балкой отлиты подпятник 1, опоры скользунов 2, бурты 4 для ограничения смещения внутренних пружин рессорного комплекта, выступы 3 для удержания наружных пружин, полка 6 для крепления кронштейна мертвой точки рычажной передачи.
По концам с обеих сторон имеются углубления 5 с наклонной плоскостью, которыми балка опирается на клинья фрикционных амортизаторов. За счет сил трения, возникающих между наклонными плоскостями клиньев и балки, происходит гашение колебаний вагона при движении поезда.
Кузов грузового вагона опирается пятником на подпятник надрессор-ной балки тележки. Кроме того, при прохождении кривых участков пути, а также при боковых колебаниях кузов опирается и на боковые скользуны. Каждый скользун состоит из опоры 2 (рисунок 9) и надеваемого на нее колпака. Между колпаком и опорой при необходимости регулировки зазоров в скользунах устанавливают прокладки.
Формирование математической модели колебаний системы «вагон - путь»
Известно, что исследование динамических качеств вагонов на натурных образцах требует существенных материальных затрат на изготовление экспериментальных образцов и проведение длительных испытаний. Зачастую в процессе испытаний экспериментальных образцов вагонов оказывается затруднительным определить влияние отдельных важных параметров экипажа на его динамические качества. Современные теоретические методы исследования динамических качеств экипажей при условии применения мощных цифровых вычислительных машин позволяют еще на стадии проектирования всесторонне оценить динамические качества железнодорожного экипажа при различных сочетаниях всех его основных параметров.
Механическая колебательная система «вагон - путь», является системой с существенно нелинейными связями. Наличие различных конструктивных вариантов железнодорожных экипажей, отличающихся как по количеству, так и по структуре связей между отдельными частями вагона, не позволяет воспользоваться уравнениями идеализированно-обобщенного экипажа и требует разработки соответствующих расчетных схем и систем нелинейных дифференциальных уравнений. Сочетание широких возможностей современной вычислительной техники и современных программных комплексов по исследованию динамических свойств железнодорожных экипажей позволяют выполнять достаточно адекватное оценивание этих свойств при наличии существенных нелинейностей (зазоры, предварительный натяг, сухое трение) в динамической системе. Теоретический метод изучения нелинейных колебаний основан на применении численных методов интегрирования дифференциальных уравнений [8, 10, 11, 12]. При составлении расчетной системы «ва гон - путь» необходимо учесть инерционные характеристики экипажа, наличие плоских опорных поверхностей в пятниковом узле и скользунах, зазоры между буксами и боковыми рамами в буксовых проемах, наличие сил сухого трения, нелинейные упругие характеристики рессорных комплектов, переменную коничность поверхности катания колес и состояние поверхностей контакта колес и рельсов, геометрические и динамические характеристики пути и другие факторы.
Наличие сил сухого трения между пятником вагона и подпятником надрессорной балки тележки создает момент сопротивления, препятствующий их повороту относительно друг друга в горизонтальной плоскости. Кроме того, плоские поверхности пятника и подпятника препятствуют также свободному относительному повороту надрессорной балки и кузова в вертикальной поперечной плоскости. Поэтому, при составлении расчетной схемы и системы дифференциальных уравнений следует учитывать эти обстоятельства определенным образом. Поворот балки и установка пятника на кромку может произойти только в том случае, если сумма моментов внешних сил равна или больше момента вертикальной силы, действующей на кромку пятника. Кроме того, относительный поворот надрессорной балки и кузова ограничен величиной зазора между скользунами кузова и тележки. Если относительный поворот невозможен, то надрессорная балка совершает совместные колебания с кузовом вагона.
Особое внимание необходимо уделять в расчетное схеме и системе дифференциальных уравнений связям с силами сухого трения. Такие силы в реальной конструкции реализуются, как уже было отмечено, в пятниковых уздах в виде момента трения, а также в клиновых фрикционных гасителях колебаний рессорных комплектов тележки, в узлах контактирования букс с боковыми рамами тележки. Как отмечено в работах [13, 14, 15], реактивная природа сил сухого трения обязательно должна быть учтена в дифференциальных уравнениях. Формальный же учет сил сухого трения с зависимостями типа "sign" в уравнениях может привести к возникновению произвольных колебаний системы, что будет противоречить физической природе сил сухого трения, являющихся диссипативными по своему характеру.
Учет всех таких или аналогичных условий в расчетной схеме и системе дифференциальных уравнений неизбежно приводит к изменению их структуры в процессе проведения расчетов. Разработанный алгоритм и программы решения систем дифференциальных уравнений на ЭВМ должен предусматривать анализ ряда перечисленных выше условий в зависимости от характеристик связей, выбора текущей расчетной схемы и решение соответствующей системы дифференциальных уравнений.
При высокой производительности современной вычислительной техники количество дифференциальных уравнений, описывающих колебания сложной расчетной динамической модели, не оказывает существенного влияния на процесс их решения [11].
Исходными данными для решения системы дифференциальных уравнений являются инерционные, геометрические и динамические характеристики вагона и верхнего строения пути, а также некоторые величины, присущие численному методу интегрирования. Такими величинами являются шаг интегрирования, счетчик итераций, погрешность вычисления координат и некоторые другие. Геометрические и динамические параметры могут быть представлены в виде конкретных величин, аналитических выражений или в виде таблиц.
Анализ результатов решения дифференциальных уравнений, описывающих движение исследуемой модели, может быть выполнен по выводимым на экран монитора и печать текущим и максимальным величинам показателей динамических качеств экипажа, - значениям перемещений, ускорений, реакций различных связей и др. на всем промежутке счета соответствующего варианта.
Особенности уравнений движения и способы их интегрирования
Модель (3.3) при достаточно малом / и при условии, что правые части системы (3.2) непрерывны и дифференцируемы хотя бы один раз по совокупности своих аргументов, сводится к модели (3.1). При соударениях вагонов, когда скорость изменяется скачкообразно модель (3.3) не будет эквивалентна модели (3.1), так как тогда появляются разрывы функций Vn S или их производных и нельзя отбросить члены 0(7 ) .
В пользу применения модели (3.1) говорит тот факт, что всякая цепь твердых тел, соединенных упругими связями, представляет собой механический фильтр, имеющий определенную полосу пропускания. Таким образом, многие из только что упомянутых явлений, большинство из которых представляет собой высокочастотные процессы, не смогут распространяться по длине состава, а поглощение энергии колебаний в поглощающих аппаратах приводит к тому (они для этого и нужны), что колебания и в полосе пропускания фильтра не смогут распространиться дальше нескольких соседних вагонов. Вероятность резонансных явлений существует, но подвижной состав проектируется таким образом (а на параметры пути накладываются соответствующие ограничения), чтобы свести ее практически к нулю. Волновые процессы, происходящие в поезде, возникают, по большей части, от внешних источников возмущений - переломов профиля пути и волны силы сцепления при торможении. Характеристики состава как частотного фильтра содержатся в работе [19].
Для целей данного исследования использование моделей (3.1) и (3.2) приемлемо только в случае движения нескольких вагонов на сортировочных горках, так как при большом порядке система будет весьма чувствительна к выбору начальных условий, и получить близкую к реальным условиям динамику изменения растягивающих (сжимающих) усилий довольно проблематично. В случае моделирования поездной ситуации удобнее воспользоваться результатами работ Ю.М.Черкашина [32], в которых обобщаются данные многочисленных экспериментов по определению значений и характера изменения продольных сил и записываются в виде к - отношение значений динамической и статической составляющих продольных сил; у— коэффициент, характеризующий нарастание продольной силы; ц — коэффициент, характеризующий затухание ее динамической составляющей; со - частота изменения продольной силы.
Соответствующим подбором параметров можно добиться хорошего совпадения аппроксимации полученных в результате натурных испытаний осциллограмм. Последние приведены в [30, 32].
Продольные усилия передаются на кузов вагона через автосцепные устройства, от характеристик которых в большой степени зависят исследуемые в данной работе величины. Существует несколько математических моделей характеристик этих устройств, которые можно использовать в наших расчетах. Особое значение имеет выбор такой характеристики при моделировании маневрового режима движения, когда имеют место значительные ударные взаимодействия.
Автосцепное устройство служит для связи вагонов с локомотивом и между собой, для удержания вагонов на определенном расстоянии друг от друга, восприятия и смягчения усилий, возникающих в процессе движения состава.
Выпускаемые в настоящее время автосцепные устройства по прочности соответствуют действующим нормативам, т. е. детали, передающие нагрузки на раму вагона, имеют предел текучести металла не менее 2,5 МН при растяжении и З МН при сжатии [33].
Все автосцепки по способу взаимодействия между собой подразделяются на три типа: нежесткие, жесткие и полужесткие. Нежесткими принято называть автосцепки, которые в сцепленном состоянии допускают неограниченные перемещения по вертикали друг относительно друга до выхода из зацепления. Жесткие автосцепки допускают такое перемещение в пределах производственных допусков и износов. Полужесткие автосцепки обеспечивают ограничения взаимных перемещений по вертикали на определенный размер и при этом, перемещаясь по вертикали, не могут выйти из зацепления. Наиболее простыми, а следовательно, имеющими меньшую стоимость при изготовлении и обслуживании, являются нежесткие автосцепки, получившие распространение на подвижном составе отечественных железных дорог. Полужесткие автосцепки применяются на вагонах, у которых по условиям эксплуатации возможны случаи потери вертикального зацепления и, как следствие этого, саморасцепы. Жесткие автосцепки используются на специальном подвижном составе, главным образом - моторном. В то же время при совершенствовании автосцепок, несмотря на сложность, предпочтение отдается жесткой автосцепке, обеспечивающей более высокие эксплуатационные характеристики и упрощающей автоматическое соединение воздухопроводов и электрических проводов.
Поглощающий аппарат автосцепки предназначается для амортизации (ударных) продольных усилий в поезде, действующих на вагон в эксплуатации и передаваемых через автосцепку на упоры и хребтовую балку, путем преобразования кинетической энергии соударяющихся масс главным образом в тепловую и частично в потенциальную энергию упругих элементов аппарата.
Даже при самых жестких динамических процессах, возникающих в поезде при трогании, торможении или изменении режима тяги, скорость сжатия аппарата не превышает 0,5 м/с. Чаще всего в поезде эта скорость составляет не более 0,05 м/с. Поэтому можно считать, что нагружение аппарата в поездных условиях эксплуатации близко к статическому (квазистатическому). При движении поезда аппарат подвергается длительному действию силы тяги и динамических воздействий, вызванных случайными возмущениями. Аппарат должен амортизировать динамическую составляющую продольной силы при движении тяжеловесного поезда на затяжном подъеме, он не должен сжиматься в этих условиях на полный ход ("закрываться"). С другой стороны, при трогании сжатого поезда аппарат подвергается серии чередующихся ударов, следующих с интервалом в несколько десятых долей секунды. Это требует быстрого восстановления его готовности к восприятию очередного удара, т. е. восстановления исходного состояния — отдачи аппарата при снижении внешней силы.
Общее требование к аппарату для поездного и маневрового режимов — необратимое поглощение большей части энергии удара, воспринятой им при сжатии. Изменение коэффициента трения в процессе сжатия аппарата приводит к тому, что при постоянных условиях нагружения максимальная сила сопротивления аппарата может изменяться в широких пределах — до 30 % от среднего значения силы. Поэтому достаточно полное описание характеристик фрикционного аппарата возможно только с использованием статистических, вероятностных методов и критериев.
К автосцепному устройству предъявляются противоречивые требования: она должна быть достаточно жесткой, чтобы передавать значительные продольные усилия, в тоже время, она должна быть и мягкой, чтобы снижать воздействие на экипаж.
Результаты измерений значений основных конструктивных параметров тележки
Из последних выражений следует, что погашаемая весовым замедлителем энергетическая высота /zT, а следовательно, и замедление вагона не зависят от его массы. Сила нажатия на боковые грани колес тем больше, чем тяжелее вагон. Таким образом, весовой замедлитель сильнее тормозит тяжелые вагоны, а нажимной замедлитель — легкие. Важным достоинством весового замедлителя является принципиальная невозможность выжимания вагонов, что обеспечивает ему получение наибольшей удельной (на единицу длины замедлителя) погашаемой энергетической высоты.
Приведенные уравнения получены в предположении постоянства силы нажатия тормозных шин на колесо вагона. В действительности эта сила сложно зависит от числа одновременно тормозимых колес, степени загрязнения и состояния трущихся поверхностей, технического состояния замедлителя, интенсивности ударов колес о шины и т. д. Поэтому расчеты по приведенным формулам дают лишь ориентировочные значения погашаемой замедлителями энергетической высоты, а достаточно точно ее можно определить только измерениями.
Нигде из вышеперечисленных методик не встречаются зависимости тормозящей (внешней) силы от условий сцепления колеса и рельса, а именно коэффициент сцепления влияет больше всего на формирование замедляющих сил в поезде. При этом существуют экспериментальные данные о коэффициентах сцепления колесных пар, к которым приложен значительный вращающий или тормозящий момент, от погодных условий.
Физическая природа процесса взаимодействия колеса и рельса до конца не изучена, и проблема все еще остается открытой. Формы зон скольжения и вопросы сопряжения деформаций на границах между зонами сцепления и зонами, свободными от нагрузки, требуют изучения. В настоящее время физические процессы, протекающие при качении колеса по рельсу, рассматриваются с позиций трех обобщенных теорий - скольжения, молекулярной и несовершенной упругости. Данная работа не ставит целью что-либо утверждать относительно природы качения колеса по рельсу, а опирается на эмпирический материал, позволяющий с удовлетворительной точностью учитывать взаимодействие колеса и рельса в нужных для данной задачи диапазонах скоростей, температур, состояний пути и других влияющих параметрах.
В теории качения рассматривается два вида движений: - стационарное качение, сопровождающееся равномерным и прямолинейным перемещением центра колеса, постоянной ориентацией его диска в пространстве и неизменной реакцией в области контакта; - нестационарное качение, при котором движение диска может быть произвольным, а реакция изменяется во времени.
При этом выделяется два подхода к теории качения, в первую очередь, нестационарного - феноменологический и модельный. Феноменологический подход основывается на совокупности опытных фактов и гипотез, устанавливающих связь между константами и переменными теории. Внутренняя структура деформируемого колеса и детальный характер взаимодействия элементов деформируемой периферии колеса с рельсом не рассматриваются.
Модельный подход характеризуется рассмотрением колеса с конкретным представлением деформируемой периферии в виде непрерывной совокупности элементов в форме пружин или деформируемых стержней и т.д. Описанная конструкция деформируемой периферии допускает математическое описание в форме совокупности дифференциальных уравнений. Примером плодотворности модельного подхода в случае стационарного качения являются работы А. Ю. Ишлинского [53], в которых деформируемое основание упругими и вязкими свойствами представляется в виде совокупности стержней и учитывается проскальзывание в области контакта.
Преимущество феноменологического подхода заключается в его относительной простоте и возможности оперировать различными гипотезами. Большинство констант теории нужно находить из экспериментов с натурными объектами. В тяге поездов естественным образом используется феноменологический подход.
Теория нестационарного качения применительно к железнодорожному транспорту, была развита в 1920-х годах Ф. Картером, который феноменологически ввел линейные соотношения для продольной и поперечной составляющих реакции в области контакта в функции от соответствующих псевдоскольжений по аналогии со стационарным качением.
Гипотеза Картера не учитывает процесс вхождения колесной пары в юз. Воспользуемся результатами, полученными феноменологическим направлением исследований, прежде всего, результатами экспериментов профессора А. Л. Голубенко [54], который также уточнил методику Дж. Калкера учетом шероховатостей на поверхности колеса и рельса.
Максимально возможная касательная сила тяги зависит от фрикционного состояния контакта колесо-рельс. С ростом скорости проскальзывания коэффициент трения скольжения для твердых материалов падает и резко увеличивается износ контактирующих поверхностей.
Для приближенного изображения экспериментальных зависимостей коэффициентов трения от скорости скольжения, приведенных в работе [54], в качестве аппроксимирующей выбрана характеристика (2.80), свойства которой были описаны во второй главе настоящей работы.
