Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние проблемы и задачи исследования
1.1. Обзор исследований в области сцепления колеса с рельсом 8
1.2. Аналитический обзор систем и методов обнаружения боксования 16
1.3. Обзор работ по динамике тягового привода локомотива 28
1.4. Выводы по главе 1 43
2. Квазистационарные режимы работы тягового привода
2.1. Общие закономерности создания силы тяги при возмущенном движении 44
2.2. Структура и параметры математической модели тягового привода 47
2.3. Методика исследования режимов тяги, выбега и торможения 54
2.4. Результаты расчетов, их анализ и выводы по главе 2 59
3. Режимы реализации максимальной силы тяги
3.1. Критерий оценки устойчивости максимального тягового момента, реализуемого колесной парой 63
3.2. Динамические характеристики привода в режиме перехода от тяги к боксованию 77
3.3. Формирование информативных признаков предельного по сцеплению динамического режима 84
3.4. Выводы по главе 3 99
4. Устройство обнаружения предельных по сцеплению режимов работы тягового привода
4.1. Описание и принцип действия устройства 100
4.2. Цель, методы и средства экспериментальных исследований 105
4.3. Результаты испытаний и их анализ 109
4.4. Выводы по главе 4 119
Заключение 121
Список использованных источников 123
Приложения
- Аналитический обзор систем и методов обнаружения боксования
- Структура и параметры математической модели тягового привода
- Динамические характеристики привода в режиме перехода от тяги к боксованию
- Формирование информативных признаков предельного по сцеплению динамического режима
Введение к работе
Стратегия развития железнодорожного транспорта России ставит своей целью обеспечить потребности экономики в перевозках с одновременным доведением их качества до мирового уровня. Для решения поставленных задач нужен тяговый подвижной состав нового поколения, созданный с использованием современных и перспективных технологий и систем управления.
Тяговые качества локомотивов зависят от конструкции его механической части, системы управления мощностью, а также от дополнительных устройств, обеспечивающих устойчивую реализацию силы тяги как при трогании с места, так и в движении.
Актуальность темы. Максимальная сила тяги, развиваемая локомотивом, ограничивается пределом по сцеплению колес с рельсами и опасностью развития боксования.
Процесс боксования известен со времен паровой тяги. Также хорошо известны негативные стороны этого явления: снижение эффективной тяги, высокие (часто - предельные) динамические нагрузки в тяговом приводе, в несколько раз возрастающий износ колес и рельсов. Поэтому предотвращение боксования остается актуальной задачей, решение которой позволит получить экономию электроэнергии (топлива) и снизить затраты на ремонт подвижного состава и пути.
Учитывая, какие средства расходуют ведущие мировые лидеры локомоти-востроения на разработку противобуксовочных систем, а также сложность и стоимость этих систем, следует признать, что проблема борьбы с буксованием остается актуальной и в мировом масштабе.
Характерной особенностью всех известных противобоксовочных систем является то, что они обнаруживают уже начавшееся боксование, когда уже превышен предел по сцеплению, и скорость скольжения колесной пары достигла определенной величины.
Эффективность борьбы с боксованием зависит от того, как быстро оно обнаружено и приняты меры по его устранению. Наиболее эффективным во всех отношениях является недопущение боксования при реализации максимальных по условиям сцепления тяговых сил. Но для этого необходимо постоянно знать тот предел тяги, превышение которого неизбежно приведет к боксованию.
Прогнозирование боксования позволяет своевременно принять меры по его предотвращению (изменение тягового режима, упреждающая подача песка или модификатора сцепления) и тем самым исключить боксование при реализации максимальной силы тяги.
Предмет исследования. При движении локомотива максимальные силы сцепления могут изменяться в широких пределах и зависят от многих факторов (состояния поверхностей колеса и рельса, температуры и влажности окружающей среды, величины нормальных и касательных нагрузок и пр.), которые невозможно точно измерить или учесть заранее. Задача определения сил сцепления дополнительно усложняется тем, что нормальные и касательные динамические нагрузки в контакте колес с рельсами, обусловленные колебаниями экипажа и привода, имеют главным образом случайный характер.
В тоже время, характеристики колебаний привода и экипажа зависят от свойств и состояния фрикционной системы "колесо-рельс" и изменяются с увеличением среднего тягового (или тормозного) момента, приложенного к колесной паре. Следовательно, экспресс-анализ динамических процессов в системе "экипаж-привод-путь" позволяет определить параметры фрикционного контакта колеса с рельсом, соответствующие текущему режиму.
Таким образом, предметом исследования являются динамические процессы в системе "экипаж - тяговый привод - путь" в режимах перехода от тяги к боксованию..
Цель и задачи исследования. Целью данной работы разработка методов и средств контроля и прогнозирования состояния фрикционного контакта колес локомотива с рельсами для предотвращения боксования в режимах реализации максимальной тяги.
Для достижения поставленной цели в работе решаются следующие задачи:
- исследована специфика и важнейшие закономерности динамических процессов в тяговых приводах локомотивов в режимах устойчивой тяги, а также - в режимах реализации предельных сил сцепления колес с рельсами;
- на основе выявленных закономерностей динамических процессов в тяговых приводах разработан критерий оценки устойчивости максимального по условиям сцепления тягового момента, реализуемого колесной парой;
- сформированы информативные признаки переходного процесса от режима тяги к режиму боксования;
- разработано устройство обнаружения предельных сил сцепления для предупреждения боксования колесных пар локомотива;
- проведена экспериментальная проверка полученных теоретических результатов и принципов, заложенных в разработанном устройстве.
Методика исследования. Основу работы составляют методы математического моделирования линейных и нелинейных динамических систем с последующей экспериментальной проверкой результатов и принципов.
Научная новизна работы заключается в следующем:
- разработаны математические модели, методика и алгоритм исследования динамических процессов в тяговых приводах локомотивов в режимах перехода от устойчивой тяги к боксованию;
- впервые определен и обоснован критерий оценки устойчивости максимального тягового момента, реализуемого колесной парой в условиях внешнего возмущения;
- установлены закономерности режима перехода от тяги к боксованию, в частности: возрастание амплитуд динамических составляющих обобщенных координат системы, изменение структуры и собственных частот системы, проявление асимметрии в колебательных процессах;
- сформированы информативные признаки переходного (от тяги к боксованию) процесса, которые позволяют по пространственным ускорениям буксы идентифицировать динамический режим и состояние фрикционного контакта колеса с рельсом;
- на основе выявленных закономерностей разработано устройство обнару жения предельных сил сцепления в контакте колес с рельсами, алгоритм работы которого обеспечивает автоматическую адаптацию к изменяющимся характеристикам фрикционного контакта (патент РФ № 2175612);
- создан и испытан автоматический испытательный комплекс (АИК), регистрирующий пространственные колебания букс локомотива в интересующих режимах без участия оператора.
Достоверность полученных результатов и выводов. Достоверность разработанных моделей, алгоритмов и принципов подтверждена строгостью теоретического обоснования и результатами натурных (поездных) испытаний.
Практическая ценность работы. Разработанные модели, установленные закономерности и сформированные информативные признаки перехода от тяги к боксованию позволяют создать электронное устройство, способное прогнозировать боксование до его развития, а также - осуществить оптимальное управление мощностью, исключающее боксование при реализации максимальной (по условиям сцепления) силы тяги.
Результаты выполненных исследований в полной мере могут быть использованы при разработке противогазовых устройств и создании эффективных систем управления тормозами.
Апробация работы. Основные положения диссертационной работы представлялись, обсуждались и были одобрены на:
- всесоюзной научно-технической конференции "Создание и техническое обслуживание локомотивов большой мощности" (Ворошиловград, 1985г);
- II Международный трибологический симпозиум INSICONT (Краков, 1986г);
- 59-й вузовской научно-технической конференции (Ростов-на-Дону, 2000г).
Публикации. По материалам диссертационной работы опубликовано 14 печатных работ. Получен патент РФ.
Диссертация включает введение, четыре главы, заключение и приложение.
Первая глава содержит обзор исследований в области сцепления колеса с рельсом, анализ систем и методов обнаружения боксования и обзор работ по динамике тягового привода локомотива. В ней сформулированы цель, задачи и ме тоды исследования.
Вторая глава посвящена исследованию квазистационарным режимам тяги. В ней на примере опорно-осевого привода в соответствии с разработанной методикой показаны особенности динамических процессов, связанные с режимом работы привода и направлением движения колесно-моторного блока. Основные положения методики исследования режимов тяги (линеаризация системы дифференциальных уравнений, частотные методы) приняты для анализа динамических процессов в тяговом приводе при переходе от тяги к боксованию.
В третьей главе рассмотрены режимы реализации максимальной силы тяги. Принят и обоснован критерий оценки устойчивости реализации максимальной силы тяги - коэффициент эквивалентного линейного демпфирования в контакте колеса с рельсом. Исследованы закономерности динамических процессов в тяговом приводе при переходе от тяги к боксованию. Сформированы информативные признаки переходного процесса и предельного по сцеплению динамического режима.
В четвертой главе описаны принцип действия устройства обнаружения предельных по сцеплению режимов работы тягового привода, цель, методы и средства экспериментальных исследований. Представлены результаты поездных испытаний и их анализ.
В выводах по диссертации сформулированы основные научные и практические результаты, полученные в работе.
Список используемых источников состоит из 149 наименований.
В приложениях к диссертации представлены: патент РФ, отзыв ВНИИЖТ на заявку НИОКР "Комплекс предотвращения боксования", руководящие документы СКЖД, описание АИК и его фото, протокол и акт испытаний, акты и справки о внедрении НИР по исследованию динамики тягового привода, выполненных с участием автора диссертации.
Аналитический обзор систем и методов обнаружения боксования
Сила тяги в контакте колес с рельсами формируется в результате передачи колесной паре вращающего момента от тягового привода.
Тяговый привод современного локомотива - это совокупность механизмов, преобразующих электроэнергию в работу по созданию силы тяги и преодолению сопротивления движению. В его состав входит тяговый электродвигатель, тяговая передача и движитель, функцию которого выполняет колесная пара. К тяговому электроприводу (ТЭП) относятся также электрические преобразовательные устройства и системы управления электродвигателями - рис. 1.3 /25/.
Система управления обеспечивает заданный режим работы тягового двигателя. В ней изначально заложены ограничения тягового момента, обусловленные пределом сил сцепления. Значения этих ограничений различны для каждого типа локомотива.
Установленные в системе управления ограничения по сцеплению имеют усредненный характер и не могут в точности соответствовать реальным характеристикам сцепления. В случае, когда фактический коэффициент сцепления окажется больше расчетного, то за счет установленного ограничения некоторая часть мощности (силы тяги) будет не реализована. Но если фактический коэффициент сцепления окажется ниже расчетного, то тяговый момент превысит момент сцепления, и начнется боксование. Поэтому все современные локомотивы оснащены противобоксовочными системами.
Основными функциями противобоксовочной системы являются: - обнаружение боксования; - принятие мер по устранению боксования и восстановление устойчивого сцепления колес с рельсами в режиме тяги.
Вторую функцию, как правило, реализует дополнительное оборудование (песочницы, системы подачи модификаторов трения) совместно с системой управления мощностью (снижение, а затем восстановление тягового момента) по некоторому заданному алгоритму. Но в любом случае необходимо сначала выполнить первую функцию на основании информации о текущем состоянии привода. Такая информация может быть получена по каналам обратной связи (рис.1 Л), которые в зависимости от принципа работы противобоксовочной системы позволяют контролировать и учитывать различные параметры привода: ток, напряжение, обороты ТЭД - 1, крутящий момент в тяговой передаче - 2, угловые скорости и ускорения колесных пар - 3. В некоторых случаях используется также информация о скорости движения и ускорении экипажа /122/, о скорости вращения свободных от тяги колесных пар. Некоторые из указанных каналов обратной связи изначально предусмотрены для работы системы управления мощностью и могут использоваться также системой обнаружения боксования.
Подавляющее большинство российских и зарубежных локомотивов (исключение составляют экспериментальные образцы) оснащены системами обнаружения боксования по факту появления избыточного скольжения колесных пар /130/. Принцип работы таких систем основан на сравнении скоростей вращения разных осей локомотива между собой.
Измерение и сравнение угловых скоростей колесных пар производится как непосредственно с помощью тахогенераторов или датчиков, установленных на буксах, так и косвенно - по напряжениям на якорях ТЭД: увеличение скорости вращения колесной пары приводит к возрастанию указанного напряжения. Разность напряжений используется для включения реле боксования (РБ), которое включает систему подачи песка. Это способствует увеличению сил сцепления и препятствует росту скорости скольжения колесной пары.
Такие системы обнаружения боксования имеют ряд существенных недостатков: - обнаруживается уже начавшееся и развивающееся боксование, когда скорость скольжения достигла существенной величины; - чувствительность системы зависит от разницы кругов катания и от различия электрических характеристик ТЭД разных колесно-моторных блоков (КМБ); - системы неработоспособны при одновременном (синхронном) боксова-нии сразу нескольких колесных пар.
Кроме того, напряжение срабатывания РБ остается постоянным для всего скоростного диапазона при том, что величина скорости скольжения, при которой начинается боксование, зависит от скорости локомотива и изменяется в широких пределах под воздействием многих других факторов. Это снижает точность работы системы и может приводить как к ложным срабатываниям РБ, так и к срабатываниям с запаздыванием, когда боксование приняло разносный характер.
Поэтому исследовательские работы по усовершенствованию способов и систем обнаружения боксования непрерывно ведутся в различных направлениях, смысл которых главным образом сводится к выявлению факта потери сцепления и начала избыточного скольжения. В качестве информативных признаков принимаются показатели процессов (как в электрической, так и в механической части ТЭП), наиболее "чувствительные" к изменению состояния фрикционного контакта колес с рельсами.
По своей природе и по структуре механическая часть ТЭП ближе к контакту "колесо-рельс", но получение информации о мгновенном состоянии контакта непосредственно от элементов механической части весьма затруднительно в силу ее конструктивных особенностей - практически вся трансмиссия представляет собой подвижные элементы, требующие кроме установки на них датчиков, создания каналов бесконтактной передачи данных. Электрическая часть гораздо доступнее для регистрации практически любых параметров, но информация именно от контакта колеса с рельсом сильно искажается механической частью, добавляющей различные по своему происхождению помехи, которые при взаимодействии с электромагнитными процессами в системе управления создают непреодолимые трудности для распознания и анализа состояния фрикционного контакта.
Структура и параметры математической модели тягового привода
Объектом исследований в данной работе является опорно-осевой двусторонний привод электровоза типа ВЛ80 - самый распространенный на магистральных электровозах отечественного производства.
По классификации, предложенной в работе /25/, это привод I класса и по своим динамическим характеристикам самый несовершенный: большая необрес-соренная масса создает значительное динамическое воздействие на путь, а кинематическая связь крутильных колебаний с вертикальными колебаниями экипажа приводит к высоким динамическим нагрузкам в элементах самого привода.
Что касается тяговых качеств, то принято считать, что они наилучшие у той конструкции, которая обеспечивает минимальную интенсивность колебательных процессов в контакте колеса с рельсом /22/. В силу перечисленных ранее обстоятельств склонность к боксованию у выбранного привода велика, и в данном случае рассматривается самая неудачная с точки зрения тяговых качеств конструкция.
Математическая модель привода должна отражать в полной мере интересующие при исследовании процессы и при этом иметь минимальную сложность и размерность.
Тяговый привод представлен в виде системы абсолютно твердых физических тел, имеющих кинематические и упруго-диссипативные связи, характеристики которых постоянны и линейны /119/.
Она отражает угловые колебания элементов привода (уя, рд,(рк), вертикальные колебания колесной пары и корпуса тягового электродвигателя (ТЭД) на упругом пути (zn) с геометрическими неровностями (ті), а также продольные горизонтальные колебания (хк) колесно-моторного блока (КМБ) вдоль направления движения локомотива.
Первое допущение обосновано тем, что в режиме реализации максимальной тяги локомотив движется с малыми скоростями, и колебания экипажа не имеют высокой интенсивности. Колебания кузова имеют частоту 0,8-1,5 Гц, что предопределяет их малую связанность с колебаниями крутильной системы привода (8- 15 Гц).
Колебания тележки по своему характеру тоже можно отнести к низкочастотным со слабо выраженными резонансными свойствами из-за высокого демпфирования в первом и втором ярусах рессорного подвешивания. Их учет требует рассмотрения полной схемы тележки (с двумя КМБ, наклонными тягами), что значительно усложнит расчетную схему и методику исследования, и внесет дополнительную помеху при анализе динамических процессов в тяговом приводе. Так как принята "плоская" модель системы, то третье допущение следует из соображений симметрии двустороннего тягового привода. Кроме того, в настоящее время нет достоверных экспериментальных данных для оценки влияния разницы в условиях сцепления каждого колеса колесной пары двустороннего привода на протекающие в нем динамические процессы.
Собственные колебания зубчатых передач проявляются в диапазоне частот 500 - 700 Гц и выше и не влияют на колебания привода с частотами 8 -15 Гц. Электромагнитные переходные процессы зависят от того, какая силовая схема и система управления реализована на данной серии электровоза, что требует дополнительного анализа каждой из них. Вместе с тем, закономерности, установленные только для механической системы, будут проявляться в сочетании с любой электрической схемой.
Исследование движения локомотива в кривых участках пути, а также с переменной скоростью и с учетом продольных колебаний состава представляет самостоятельные задачи, выходящие за рамки тематики данной работы, чем оправданы последние допущения.
Отметим, что все принятые допущения являются традиционными и общепринятыми при решении задач динамики тягового привода локомотива.
Исключением является рассмотрение продольных колебаний колесной пары и КМБ за счет податливости буксовых поводков. Но благодаря учету именно этого вида движения закономерности, выявленные для опорно-осевого привода, могут быть распространены на приводы (и экипажами) других конструкций, в том числе опорно-рамные и с радиальной установкой колесных пар.
Таким образом, составлена математическая модель, структура которой в полной мере отражает взаимодействие крутильной системы привода (включая колесную пару) с рельсом, а также учитывает в необходимой и достаточной степени факторы, влияющие на процесс реализации тяги: вертикальные и продольные динамические составляющие сил в контакте колеса и рельса, обусловленные колебаниями привода на упругом пути.
Динамические характеристики привода в режиме перехода от тяги к боксованию
В предыдущем разделе рассматривалась динамическая модель тягового привода под воздействием гармонического возмущения с заданной постоянной амплитудой и частотой. Но в реальных условиях возмущение состоит из множества воздействий, как случайных, так и периодических, которые можно представить в виде суммы воздействий с различными частотами (спектра).
Моделировать поведение нелинейной системы под воздействием сразу всего спектра возмущений не представляет принципиальных трудностей, но проанализировать полученный результат будет весьма не просто, так как в нелинейной системе не выполняется принцип суперпозиции. Поэтому рассмотрим влияние на закономерности переходного процесса отдельно каждой гармонической составляющей одинаковой амплитуды, но различной частоты.
Снижение частоты возмущения способствует началу переходного процесса при меньших значениях тягового момента. Но величина тягового момента, соответствующего срыву к боксованию от частоты возмущения практически не зависит - различие не превышает 1,5 % при изменении частоты на порядок.
Анализируя выражение (3.4), можно утверждать, что увеличение частоты возмущения равноценно увеличению момента инерции JK. Но такие выводы справедливы для одномассовой системы, не имеющей свойств осциллятора, таких как собственная частота и декремент колебаний.
Реальные конструкции приводов представляют собой многомассовые крутильные системы, имеющие несколько собственных частот. Поэтому вполне естественно полагать, что если частота возмущающего воздействия будет приближаться к какой-либо собственной частоте системы, то это вызовет возрастание амплитуд угловых координат, в том числе и колесной пары. Такое резонансное увеличение амплитуды колебаний скорости приведет к переходному режиму и к потере устойчивости при меньших тяговых моментах, чем те, которые могли бы быть устойчиво реализованы в отсутствие резонансных явлений.
Не будем проверять расчетным путем эти доводы в силу их очевидности. Обратим внимание на тот факт, что изменение в широких пределах коэффициента демпфирования в контакте колеса с рельсом может существенно повлиять на собственные частоты системы, что равноценно изменению ее структуры.
Рассмотрим две модели тягового привода, одна из которых (рис.3.7а) является упрощенным вариантом другой (рис.3.76). Модель рис.3.76 соответствует крутильной системе одностороннего привода, широко распространенного как на тепловозах (опорно-осевой вариант), так и на электровозах (опорно-рамный вариант).
Но в нашем случае уровень фрикционного взаимодействия в контакте колеса с рельсом характеризуется диссипативным коэффициентом а, который нельзя считать пренебрежимо малым. С учетом a, а также иного демпфирования, присутствующего в рассматриваемых динамических моделях, будем определять их собственные частоты как мнимую часть корней характеристического полинома матричного уравнения Aq + Bq + Cq = 0. (3.15)
Система рис.3.7а имеет две степени свободы, а система рис.3.76 - три. При этом в каждой системе одна степень свободы соответствует неколебательному движению, т.е. вращению с постоянной скоростью. Следовательно, в каждой системе одна из собственных частот равна нулю.
Результаты расчетов показывают, что для данного набора параметров моделей, характерного для большинства приводов, взаимное влияние низкой и высокой частоты проявляется незначительно. Демпфирование в упругой связи якоря с колесной парой влияет главным образом на изменение низкой частоты. Но главная особенность, выявленная в расчетах, заключается в том, что для режима тяги при а - оо низкая частота Ш] обеих систем стремится к величине /с і і (О = I— (или с учетом демпфирования щ = дНсм я -Ь„ ), что соответствует частоте системы с "защемленной" колесной парой. В этом случае исключается и свободное вращение системы с частотой со0 = 0. Это означает, что в режиме тяги динамическая система рис.3.7а теряет одну степень свободы, а система рис.3.76 -сразу две. Обе системы превращаются в одномассовую модель с одной степенью свободы.
На завершающей стадии переходного режима (а = 0) и в режиме боксова-ния низкая частота системы существенно возрастает. Пренебрегая демпфированием в муфте Ьм, можно приближенно установить отношение низких частот привода при переходе от тяги к боксованию = V HV (3-17)
В нашем случае ця =3,0, следовательно, при переходе от тяги к боксованию низкая частота крутильных колебаний привода возрастает вдвое. Такое изменение собственной частоты обязательно должно отразиться на частотном спектре системы в переходном режиме.
По высокой частоте динамическую модель рис.3.86 можно рассматривать как осциллятор с "зоной нечувствительности".
Колебания колесной пары с высокой частотой оо2 теоретически возможны уже при а (230-270)кНмс -рис.3.86. Эти значения а (при соответствующих значениях Ьм) можно считать критическими для высокочастотной формы колебаний. Однако проявляться они могут при наличии возмущения и относительном демпфировании (для высокочастотной формы) не более dw2 = 0,1, что соответствует значениям сс = (23,0-г27,0)кНмс, т.е. практически - на завершающей стадии переходного режима.
Изменение (возрастание) низкой частоты начинается гораздо раньше - от значений а = (80-И00)кНмс. Поэтому, если контролировать переходный режим по изменению частотного спектра, то предпочтительнее ориентироваться на низкую частоту крутильной системы привода.
Что касается спектра угловых колебаний колесной пары, то за счет ярко выраженной нелинейности характеристики сцепления происходит отклонение формы колебаний от синусоидальной, что находит свое отражение не только в статистических характеристиках (асимметрия) временного сигнала, но и в частотном спектре: при синусоидальном возмущении появляются дополнительные высшие гармоники до третьего порядка.
На рис.3.9 показаны спектры угловой скорости колесной пары для различных этапов переходного процесса. Как следует из рис.3.9, наибольшую интенсивность высшие гармоники имеют преимущественно в середине переходного процесса, когда отклонение формы сигнала от синусоидальной достигает максимума. Этот результат свидетельствует о том, что в спектре реального сигнала возможно присутствие высших гармоник возмущения с различной интенсивностью, и для идентификации динамического процесса могут потребоваться специальные алгоритмы демодуляции и распознания сигнала.
Формирование информативных признаков предельного по сцеплению динамического режима
Как было установлено в предыдущем разделе, в переходном режиме (от тяги к боксованию) происходит уменьшение эквивалентного демпфирования в контакте колеса с рельсом. Тяге соответствует аэ =500кНмс и более (табл.2.2), а при срыве к боксованию оц = 0.
Принимая во внимание выводы предыдущих разделов, определим, какие именно обобщенные координаты модели системы "привод - путь" наиболее чувствительны к изменению диссипации в контакте колеса с рельсом. Для этого вычислим и проанализируем среднеквадратические значения и спектральные плотности ускорений обобщенных координат модели (2.17) для режима максимальной тяги при значениях а, изменяющихся в пределах от 1000 кНмс до 0.
При этом важна не количественная, а качественная сторона изменения поведения системы. Принципиально не важно, как именно ведет себя система, если а принимает промежуточные значения внутри указанного интервала, так как переходный процесс в реальных условиях при быстро меняющихся средних значениях момента сцепления (наезд на масляное пятно) или тягового момента может сильно отличаться от того, который получен расчетным путем при условиях, близких к стационарным. В расчете тяговый момент принимается постоянным и равным максимальному моменту сцепления М„ = 50кНм. Изменение интенсивности ускорений обобщенных координат модели при изменении а оценим по изменению их среднеквадратических значений для вариантов движения "колесной парой вперед" (тяга) и - "колесной парой назад" (реверс)-рис.3.10.
На рис.3.11 представлены спектральные плотности ускорений обобщенных координат модели опорно-осевого привода (рис.2.2) для условий тяги (а= 1000 кНмс) и срыва к боксованию (а= 0) при движении "колесной парой вперед". При движении "колесной парой назад" распределение энергии по частотам - аналогичное, незначительное различие состоит в величине локальных максимумов.
Как было показано ранее, для опорно-осевого привода характерно различие в динамических показателях при изменении направления движения в режиме тяги. Чем выше тяговый момент, тем это различие существеннее, но наиболее ярко оно проявляется в переходном режиме, что отражено на рис.3.10.
Для информативного признака переходного режима необходимо выбрать параметр, который бы в минимальной степени зависел от изменения направления движения. Из рис.3.10 следует, что из числа таких параметров сразу можно исключить угловые ускорения корпуса ТЭД фд и вертикальные ускорения колесной пары zK. А из оставшихся двух предпочтение следует отдать продольным ускорения колесной пары хк.
Информативными являются угловые ускорения колесной пары, особенно для регистрации асимметрии, но надежных и годных для массового использования технических средств их измерения на сегодняшний день нет. Поэтому окончательный выбор делаем в пользу продольных ускорений колесной пары хк.
Подавляющее большинство исследований продольной динамики посвящено вопросам колебаний поезда, динамическим нагрузкам на автосцепках, перераспределению нагрузок на оси при трогании с места и пр. Но нет сведений об использовании продольных колебаний колесной пары (буксы) в качестве источника информации о процессах в контакте колеса с рельсом, тем более - в нестационарных режимах (реализация максимальной тяги, боксования, юза).
Спектральная плотность ускорений обобщенных координат модели в режимах тяги и "срыва" к боксованию А ведь именно букса передает тяговое усилие, возникающее в контакте колеса с рельсом, от колесной пары к экипажу, и передается это усилие в горизонтальном продольном направлении.
Естественно предположить, что на буксовые поводки передаются как статические, так и динамические усилия, происхождение которых обусловлено процессами в контакте колеса с рельсом при создании тяги. Именно продольные колебания буксы несут самую непосредственную и достоверную информацию о динамических процессах, происходящих в контакте колеса с рельсом при различных режимах работы тягового привода.
Такой выбор сделан еще и потому, что регистрация продольных ускорений буксы не требует дополнительных изменений конструкции привода и экипажа.
Анализируя рис.3.11 г, отметим присутствие в спектре продольных ускорений буксы существенное сосредоточение энергии в области собственных частот вертикальных колебаний колесной пары, которое сохраняет постоянный уровень не зависимо от переходного режима. Наличие постоянной дополнительной (неинформативной) составляющей в регистрируемом сигнале при ее достаточной интенсивности может "зашумлять" полезный сигнал и существенно снизить качество распознания исследуемого процесса.
Если частотные диапазоны полезного сигнала и шума не пересекаются, то проще всего устранить из рассмотрения диапазон, содержащий шумы путем полосовой фильтрации.
Но если известен источник шума, его характер и происхождение, то возможно применение и других, простых и эффективных способов, таких как вычитание шума из общего сигнала и пр.
В качестве возмущения в принятой модели используется "белый шум по ускорению". В этом случае вертикальное возмущение со стороны пути получает резонансное усиление в подсистеме "колесная пара - упругий путь", что одновременно отражается и на вертикальных и на продольных ускорениях буксы.
