Содержание к диссертации
Введение
1. Анализ причин и факторов интенсивного износа гребней колесных пар локомотивов
1.1 Анализ состояния износа гребней колесных пар ТПС 8
1.2 Обзорно - аналитический анализ исследований по обозначенной проблеме 19
1.3 Ранжирование факторов, выбор уровней 28
1.4 Анализ факторов, по результатам ранжирования 33
1.5 Постановка задач диссертации 42
2. Особенности конструкции бесчелюстных буксовых узлов тележек тепловозов, как объектов исследований
2.1 Конструктивные особенности бесчелюстных буксовых узлов тепловозов .44
2.2 Резина как конструкционный материал элементов буксовых поводков 49
2.3 Особенности технологии формирования резинометаллических шарниров поводков 61
2.4 Характерные особенности нагружения упруго - релаксационных шарниров буксовых поводков 67
2.5 Главные напряжения во втулке 83
2.6 Совместная работа сайлент-блоков с торцовыми амортизаторами буксового поводка 84
2.7 Прочность и разрушение резинотехнических изделий 88
2.8 Неисправности буксовых поводков 90
Вывод 92
3. Математическое моделирование: взаимодействия гребней колесных пар с рельсами и кинематики звеньев бесчелюстного буксового узла
3.1 Цель 93
3.2 Математическое моделирование движения колеса и колесной пары на прямых участках пути 96
3.3 Математическое моделирование кинематики бесчелюстного буксового узла тепловоза ТЭ10 107
3.4 Математическое моделирование кинематики буксовых узлов колесно-моторного блока бесчелюстной тележки 117
3.5 Вероятностные характеристики сил взаимодействия гребней колес и головок рельсов 123
Вывод 130
4. Опытно-экспериментальные исследования характеристик резинометаллических шарниров
4.1 Методика и цель исследований 131
4.2 Задачи исследований 132
4.3 Методы исследований 132
4.4 Статистическая оценка состояния РМШ буксовых поводков 132
4.5 Стенд для комплексного определения деформаций РМШ буксовых поводков в условиях лаборатории ДВГУПС и цеха локомотивного депо 134
4.6 Результаты исследований 138
4.7 Проведение эксперимента в эксплуатационных условиях 141
4.8 Результат эксплуатационных испытаний 144
4.9 Комплексная программа организационно - технических мероприятий 145
5. Технико - экономическое обоснование мероприятий по повышению ресурса бандажей колесных пар
5.1 Эксплуатационные затраты из-за износа гребней бандажей колесных пар 146
5.2 Влияние мероприятий по контролю за состоянием поводков на снижение эксплуатационных затрат 148
5.3 Экономия эксплуатационных расходов от снижения износа гребней бандажей 150
5.4 Расчет прибыли от снижения расхода топлива 151
5.5 Увеличение производительности тепловоза 151
5.6 Расчет интегрального экономического эффекта и срока окупаемости 152
5.7 Расчет индекса доходности 155
Заключение 156
Литература 159
Приложения 167
- Обзорно - аналитический анализ исследований по обозначенной проблеме
- Резина как конструкционный материал элементов буксовых поводков
- Математическое моделирование движения колеса и колесной пары на прямых участках пути
- Стенд для комплексного определения деформаций РМШ буксовых поводков в условиях лаборатории ДВГУПС и цеха локомотивного депо
Введение к работе
Федеральный железнодорожный транспорт является основным транспортным обеспечением единого экономического пространства России, гарантом безопасности государства и государственной стабильности. Базируясь на современных научно-технических решениях и технологиях, транспортные системы должны обеспечивать высокую функционально-стоимостную эффективность и безопасность движения. Одним из основных элементов транспортной системы является подвижной состав, который необходимо содержать в технически исправном состоянии, обеспечивающем абсолютную безопасность грузо-пассажирских перевозок, при минимальных эксплуатационных расходах.
В настоящее время около 17 % стоимости основных производственных фондов железнодорожного транспорта и свыше 35 % эксплуатационных расходов приходится на локомотивное хозяйство.
Сложившаяся за многие годы на железнодорожном транспорте ситуация с проблемой катастрофического износа боковых граней головок рельсов и гребней колес подвижного состава привела к тому, что самыми затратными в МПС, вполне вероятно, являются путевое, вагонное и локомотивное хозяйства. Стремясь сохранить гарантированный уровень безопасности движения хозяйства вынуждены преждевременно заменять рельсы, ремонтировать и менять колесные пары подвижного состава.
Неустойчивое качение колес по рельсам сопровождается их проскальзыванием и, как следствие, невосполнимыми потерями высококачественного металла, тяговой энергии на трение в контакте, снижением выработки на одного работника железнодорожного транспорта в тысячах приведенных тонно-километров. Так, потери энергоресурсов от трения колес и рельсов оцениваются в 20 % от их общего расхода на тягу, коэффициент сцепления локомотивов снижается до 10%.
Не менее внушительные потери имеются и в вагонном хозяйстве. Они связаны с отцепкой вагонов от поездов по дефектам колесных пар (КП). Ресурс
вагонных колес снизился с 12 лет, в восьмидесятых, до трех-четырех лет в 2000-2003гг.
По данным отчетов формы ТО-3, в локомотивном хозяйстве железных дорог России, в 1998-2003гг сумма обточек колесных пар по износу гребня (код И1) и остроконечному накату (И5) составляют, соответственно, 72-73 % от общего количества обточенных колесных пар. На Дальневосточной железной дороге в 2000г обточено по И1 и И5 - 42 %, а в 2001г. 45.7 % от всех обточенных колесных пар. Следует заметить, что этот процент в последние 5 лет практически не снижается, несмотря на повсеместное применение лубрикации. Затраты только на одну обточку колесной пары по Дальневосточной железной дороге составляют, в среднем, более 10 тыс. рублей. Поэтому снижение эксплуатационных затрат, при сохранении высокой гарантии безопасности движения, является весьма актуальной проблемой для железных дорог России и Дальневосточного региона.
Решениями научно-практических конференций «Ресурсосберегающие технологии на железнодорожном транспорте» (1996, 1998г, г. Москва) рекомендовано:
продолжить работу по внедрению ресурсосберегающих технических средств и прогрессивных технологий с целью сокращения на 50 % затрат на приобретение колес тягового подвижного состава и восстановление их работоспособности;
осуществить разработку новых и корректировку действующих нормативных документов по эксплуатации, техническому обслуживанию и ремонту тягового подвижного состава в целях снижения эксплуатационных расходов на 10-12 %, уменьшения трудозатрат на ремонт в 1,5-2 раза;
считать главным направлением работ разработку и внедрение взаимосвязанных норм проектирования, устройства и содержания ходовых частей подвижного состава и пути.
Материалы Научно-практической конференции «Колесо-рельс 2003», состоявшейся на Экспериментальном кольце ВНИИЖТа свидетельствуют, что в среде ученых и практиков сложилось понимание, что интенсивный износ боковых граней головок рельсов и гребней колес подвижного состава является
проблемой комплексной. Отдельные факторы, как составляющие комплексного воздействия, в некоторых случаях могут не впечатлять своей значимостью при их поверхностной оценке, но в совокупности их значимость трудно не учесть и недопустимо недооценивать.
В нашей работе выполнена систематизация статистических, информационно-аналитических и логических зависимостей, причин и следствий, оказывающих влияние на ресурс бандажей колес тягового подвижного состава (ТПС). Обобщены и ранжированы имеющиеся результаты научных исследований, версий, гипотез и мнений многих специалистов, сделана попытка обобщения накопленного к этому времени практического опыта, влияния факторов на ресурс бандажей колесных пар. Вьшолнен анализ ситуации, сложившейся на железных дорогах Дальневосточного региона по проблеме «колесо-рельс». Разработана комплексная программа и рекомендации повышения ресурса бандажей колесных пар. Установлены некоторые зависимости между параметрами оборудования экипажей локомотивов, определяюпшми состояние бандажей колесных пар в эксплуатации. Использована более адекватная математическая модель, увязывающая характер взаимодействия гребня колесной пары с боковой гранью головки рельса. Исследованы особенности нагружения резинометаллических шарниров (РМШ) и аналитически решены кинематические зависимости соотношений параметров буксовых поводков и их положений в бесчелюстном буксовом узле тележки тепловоза ТЭ10.
Разработан и внедрен программный продукт, позволяющий паспортизировать состояние и прогнозировать износ бандажей колесных пар, а также формировать электронный паспорт технического состояния колесных пар конкретной серии и индивидуально- каждого локомотива.
Разработан, изготовлен и внедрен в технологический цикл ТР-3 локомотивного депо ст. Хабаровск-2 стенд по испытанию буксовых поводков;
Изготовлены и испытаны приспособления, инструменты, которые обеспечивают технологичность и производительность труда при обслуживании и ремонте буксовых поводков. Разработана комплексная программа ресурсосбережения в локомотивном хозяйстве железных дорог.
Обзорно - аналитический анализ исследований по обозначенной проблеме
Обуховском заводе. Интерес исследователей, ученых и практиков к работающей паре «колесо-рельс», с момента их появления и до настоящего времени, никогда не исчезал. Во времени он имеет определенную закономерность подъемов и спадов, совпадающих с изменениями и совершенствованием конструкций оборудования экипажей подвижного состава, с повышением скоростей движения поездов и повышением осевых нагрузок, с изменением типа подвижного состава. Новые качественные факторы подвижного состава неизбежно формировали технические требования и к рельсовой колее, в результате чего возникали новые решения и соотношения параметрических зависимостей при взаимодействии колес и рельсов, особенно реборд и боковых граней головок рельсов. Поэтому, с момента появления железных дорог, на первый план всегда выдвигались принципы вписывания экипажей в кривые. Известно, что при строительстве первых магистральных железнодорожных линий стремились свести количество кривых до минимума и если использовали кривые, то с достаточно большими радиусами от 2500 до 3000 м. Примером могут служить железнодорожные линии Германии (Лейпциг-Дрезден), России (С. Петербург-Москва), участки Транссиба и другие. Однако экстремальные географические условия зачастую обязывали строить железнодорожные линии и с кривыми радиусами менее 300 м.
Для обеспечения устойчивого движения колесной пары были рассчитаны, для подвижного состава того времени, конусность поверхности бандажа и величина подуклонки рельсов. Этим обеспечивалось самоцентрирующее движение колесных пар и железнодорожных экипажей на прямых и в кривых участках пути, чтобы свести до минимума продолжительность контактирования гребня с боковой поверхностью головки рельса.
Теоретической базой взаимодействия систем «колесо-рельс», являются фундаментальные труды ученых и специалистов, внесших вклад в исследование этой проблемы: Г. Верба, А.А. Холодецского, Н.П. Петрова, СП. Тимошенко, К.Ю. Цеглинского, А.Л. Васютинского, С.Н. Смирнова, Н.Е. Жуковского, X. Хеймана, Беддекера, В.П. Крачковского, Т.Н. Ляшенко, П.Г. Козийчука, К.П. Королева, О.П. Ершкова, Л.П. Мелентьева, М.С. Яхова, М.А. Фришмана, Н.Т. Митюшина, А.Е. Алексеева, Б.Н. Сергеева, М.Г. Андриевского, А.В. Сломянского, М.Ф. Вериго, В,Н. Шестакова, Д.К. Минова, В.Б. Медель, А.А. Шащилло, В.А. Лазаряна, В.Ф. Яковлева, Д.Н. Бабенко, Н.А. Ковалева, А.А. Львова, Н.Г. Четаева, В.Н. Хлебникова, СМ. Куценко, В.В. Иванова, В.Н. Иванова, И.П. Исаева, Н.А. Панькина, Н.А. Буше, СВ. Алехина, А.Н. Савоськина, В.И. Доронина, М.Х. Ахметзянова, А.И. Беляева, А.А. Камаева, Д.А. Курасова, Т.В. Ларина, И.И. Николаева, М.В. Алексеева, Г.М. Шахунянца и многих других.
За многолетний период эксплуатации паровозов был накоплен теоретический и практический опыт проектирования экипажей с абсолютно жесткой базой, где, в частности на грузовых локомотивах, было пять колес в челюстных буксах, не имевших поперечного и продольного разбега осей. В это же время были отработаны технологии наблюдений за ходовой частью, контроль состояния гребней и поверхностей контактирования бандажей колес, а также управление их износом [1, 105]. При ежемесячных заходах локомотива в депо на промывочный ремонт измеряли прокат и состояние гребней колес. Обнаруженный интенсивный износ гребня требовал проверки межцентрового расстояния по осям колесных пар и регулировки положения букс в раме паровоза, что обеспечивало прекращение износа. Колеса средней оси экипажей были безгребневыми и имели уширенный бандаж. С 1956г. началось массовое внедрение прогрессивных видов тяги: тепловозов (ТЭ2, ТЭЗ) и электровозов (ВЛ22, ВЛ23, ВЛ8, ВЛ10). Принципиально изменились конструкции экипажей и их базовые параметры. Изменились кинематика и динамика приводов, а также условия работы колесных пар, и это незамедлительно отразилось на характере и интенсивности износа бандажей колес локомотивов [2, 3]. Поэтому, неслучайно вопрос о боковом износе рельсов и гребней колесных пар рассматривался на Международном железнодорожном конгрессе, состоявшемся еще в 1954г. Сориентированные конгрессом усилия исследователей были направлены на выявление главенствующих факторов и установление их влияния на интенсивность изнашивания пары "колесо-рельс". Следует заметить, что исследования, которые были выполнены в последние 30-40 лет, внесли существенные дополнения в понимание физической сущности взаимодействия систем колесо-рельс. Вместе с этим специалисты железнодорожного транспорта, исследователи-аналитики и «практики» в повседневной жизни отчетливо сознают, что теория устойчивого движения колесной пары, ее взаимодействие с верхним строением пути и экипажем современного подвижного состава требует серьезной корректировки. Законы физической механики остаются безучастными ко многим гипотезам и рекомендациям исследователей, обосновывающих предполагаемые, по их мнению, причины и факторы, способствующие интенсивному износу гребней колесных пар.
В работе [19] отмечается, что до настоящего времени, нет полной ясности физики процесса взаимодействия между бандажами колес и головками рельсов. Профессор Николай Андреевич Панькин делает вывод, что многие исследователи стремятся выдать свои аналитические объяснения этой проблемы за окончательные, а их первопричинность, при внимательном анализе причинности, становится в большинстве случаев следствием [5].
В процессе изучения проблемы интенсивного износа гребней колесных пар подвижного состава, автором выполнен анализ публикаций по этому явлению за последние 50лет, что позволило сгруппировать и систематизировать более тридцати предположений- факторов, которые по мнению ученых, исследователей и специалистов- практиков являются главенствующими, существенными, значимыми. Перечень факторов, влияющих на износ гребней колесных пар 1. Изменение нагрузки на ось 2. Силы взаимодействия гребня и рельса 3. Угол набегания КП локомотива на рельс 4. Амплитуда бокового воздействия колес на рельс 5. Время взаимодействия гребня бандажа с головкой рельса 6. Скорость скольжения КП по поверхности рельса 7. Извилистое движение КП 8. Коэффициент трения, пятно касания колеса, зоны в пятне, относительное смещение поверхностей контактирования 9. Изменение чертежных размеров рамы тележки в эксплуатации 10. Профиль бандажей колесных пар 11. Разница диаметров бандажей колесных пар 12. Опорно-вращающиеся устройства 13. Плавающий шкворневой узел 14. Упругий зубчатый венец тягового редуктора 15. Состояние буксовых поводков 16. Кривые малого радиуса 17. Несбалансированное рессорное подвешивание 18. Гасители колебаний 19. Горизонтальная динамика 20. Скоростные режимы эксплуатации локомотивов 21. Влияние силы тяги 22. Подуклонка рельсов, возвышение наружного рельса над внутренним 23. Сужение рельсовой колеи 24. Толщина слоя поверхностного загрязнения 25. Климатические условия 26. Конструкция экипажной части 27. Подвеска ТЭД и ее состояние 28. Износ рельса 29. Разбег колесных пар и буксовые упоры 30. Качество и твердость металла колеса и рельса 31. Тип рельса 32. Технология обточки колес и тип режущего инструмента 33. Методы технологического упрочнения колес и рельсов 34. Применение лубрикации Всю совокупность мнений авторов, первоначально, можно разделить на три направления: Первое- гипотезы, направления, версии, предположения, мнения, доказательства и аргументации в пользу первопричинности интенсивного износа гребней колесных пар, определяемой влиянием рельсовой колеи [5, 6, 7, 13, 14], а именно: переход с колеи 1524 2 мм на колею 1520 4 мм; поставка на железные дороги рельсов повышенной твердости; увеличение количества участков с ограничением скорости движения по состоянию путевого хозяйства; неоптимальное сочетание геометрии профилей рельса и бандажа; наличие кривых радиусом 650 м; нерасчетное возвышение наружного рельса в кривых; неудовлетворительное содержание и несоответствие расчетам переходных кривых.
Резина как конструкционный материал элементов буксовых поводков
Резина- это продукт вулканизации смеси каучука с различными добавками. Каучук представляет собой мягкий эластичный продукт [(С5Н8)]П, где п-составляет [1000+4000], плотность 0,91+0,94 г/см . Высокая эластичность каучука объясняется строением молекул, имеющих форму нитевидных спиралей. При нагружении резиновой детали молекулы выпрямляются; после снятия нагрузки-восстанавливают спиральную форму (рис. 2.6) [ПО]. Натуральный каучук (НК) получают из сока (латекса) каучуконосного дерева-бразильской гевеи. В латексе содержится 30+37 % каучука в виде округлых частиц- глобул диаметром 0,14+6,0 мкм.
В настоящее время более широко применяют синтетические каучуки. Для изготовления амортизаторов применяют резину, полученную из синтетического каучука- СКН- изопренновый каучук, полимеризованный из ацетона и ацетилена (05). СКН по строению, химическим и физико-механическим свойствам близок к НК. Резину получают смешиванием СКН с наполнителями. Наполнители могут быть: активные (оксид цинка, углеродистая сажа, кремневая кислота и др.), которые повышают механические свойства резины: прочность, твердость, сопротивление истиранию; неактивные (тальк, мел и др.) снижают стоимость резины; пластификаторы- облегчают обработку резиновой смеси; противостарители- замедляют процесс старения резины; красители- для окраски резины. Перечисленные компоненты резиновых смесей существенно влияют на свойства резины.
Перед приготовлением резиновой смеси производят пластификацию каучука в специальных камерах или на смесительных вальцах. При этом улучшается способность каучука смешиваться с другими ингредиентами. Затем каучук смешивают со всеми добавками в резиносмесителях закрытого типа или на вальцовочных машинах методом каландрования, т.е. путем протекания резиновой смеси через каландры (гладкие валики), нагретые до температуры 40-80 С. и получают сырую резиновую смесь. После каландрования резиновые листы в виде невулканизированных товарных листов называют сырой резиной с предполагаемыми физико-механическими свойствами (табл. 2.1). В таком состоянии резина может храниться до трех месяцев, а некоторые типы- до шести месяцев при температуре +5...+20 С. Из этой резиновой смеси изготовляют резинотехнические изделия (РТИ) различными способами.
Каучуки, на основе которых формируется резина различных типов, относятся к аморфным полимерам и в зависимости от температуры могут находиться в трех физических состояниях: стеклообразном, высокоэластичном и вязкотекучем. Переход из одного состояния в другое происходит при изменении температуры (рис. 2.7) [80]. Принцип температурно-временной суперпозиции подробно рассмотрен в монографии [81], а также в работах [82, 83].
Тип и марка резины Завод изготовительсмеси Предел прочности при разрыве,кГсне менее Твердо -сть поТМ-2,у. е. Температура хрупкости при замораживании, С не выше Статический модуль сдвига, G,кГс Динамический модуль при ударном растяжении ЕкГс Модуль внут-реннеготрения приударномрастяжении,КкГс см Плотностьгсм(теоретический уд. вес) Выносливость, кол» чество циклов Коэффициент динамической выносливости (знакопеременный изгиб, амплитуда деформаций 30%,3000 циклов в минуту) Коэ
В инженерной практике довольно часто пользуются понятием статического модуля упругости Ес, определяемого при малых скоростях деформации и выдержке под нагрузкой. Условно-равновесный модуль сдвига G может быть найден исходя из зависимости между сдвигающим усилием Р и величиной деформации уо в направлении этого усилия. Мгновенные модули Е0 и Go для инженерных расчетов обычно определяют при высоких скоростях нагружения. Модуль Юнга при этом выражают через объемный модуль: Р (2.1) Kv= AV (—) AV где P- давление; у - объемная деформация резины в замкнутом объеме. а коэффициент Пуассона: И = є где - относительная поперечная и є относительная продольная деформации. Для определения J, в работе [67] рекомендуют зависимость: // = 0,5(1---), (2.2) V dh где h и - геометрические размеры образца; V- объем резины, при fa U JLL = 0,5.
Найденные значения коэффициента Пуассона в условиях сжатия при сухом трении на торцах находились в пределах: р, = 0,465... .0,48 Значения допускаемых условных напряжений в резинотехнических изделиях, предлагаемые различными авторами, для растяжения и сдвига отличаются в 11.4 раза, а для сжатия в 62,5раза [79]. Поэтому для конкретных РТИ, изготовленных из резины различных типов и твердости необходимо оценивать допускаемые условные напряжения с учетом деформаций сжатия, при комнатной и других значениях температуры, с учетом реальных коэффициентов формы (К) изделий и условий нагружения. За коэффициент формы изделия принимают отношение площади, на которую действует нагрузка, к свободной поверхности детали.
Математическое моделирование движения колеса и колесной пары на прямых участках пути
Для объяснения процессов взаимодействия колеса с рельсом в диссертации предлагается использовать математическую теорию свойств циклоиды, которые были исследованы Ньютоном, Бернулли, Эйлером, Лагранжем. Если процесс движения круга осуществляется на прямолинейном участке пути без проскальзывания и юза, то траектория любой точки, находящейся на круге качения будет иметь характер циклоиды [93]. Круг радиуса гк, который является сечением колеса по кругу качения, называют порождающей или производящей окружностью (рис. 3.1) [93]. Точка А, принадлежащая производящей окружности, совершает не только поступательное перемещение в направлении качения окружности, подобно центру круга О, но как и все другие точки окружности, равномерно вращается вокруг центра. Подобно прямой линии, циклоида представляется бесконечной кривой, состоящей из бесконечного ряда арок. Отдельные арки, как проекции траектории точки А на вертикальную плоскость УОХ, соединяются в точках 4 и А2 (остриях), которые называются точками возврата циклоиды [103]. Отрезок прямой линии между двумя соседними точками возврата АгяА2, равный 2лгк называется основанием одной арки циклоиды. В связи с этим напомним, что движение произвольной точки А обода колеса (рис.3.1, а), принимающей участие в поступательном Vj и вращательном V2 движении, фактически движущейся по траектории циклоиды, будет выражаться итоговой скоростью VA, вектор которой направлен по диагонали ромба, перпендикулярно к прямой, соединяющей точку А с мгновенным центром Т контактирования колеса с рельсом. Вектор скорости VA (рис. 3.1, б) при этом постоянно направлен под углом 45 к прямой, проходящей через мгновенную точку А траектории, параллельно основанию циклоиды и точки О, как центр круга, скорость которой V] известна. Тогда значение скорости точки VA будет: VA=V]+V2, где V210 А, и по модулю V2 = со ОА = согк Колесо радиуса гк, при скорости центра V О колеса равной V] делает п оборотов в секунду: п= . Значит, за одну v секунду, когда колесо сделает п оборотов, т.е. ш = — точка А пройдет расстояние зависящее от гк. Следовательно, Vj также зависит от г#, как и ю. для точки A, VT=VJ+VJT, где VlT=co-OT = corK. Так для точки Т , VJT И VJ направлены вдоль одной прямой, то при VT=0 будет VJT-VJ. В результате находим, что V2 = corK = Vx. Параллелограмм, построенный на векторах, будет при этом квадратом с углом между Vj и V2 равным /30. В силу того, что векторы скорости V2 и Vj взаимно перпендикулярны, поучим: =27,cosau (3.3) Скорость Vj- линейная скорость центра круга и колеса, — (—). Угол Равномерная угловая скорость точки А обеспечи вается непрерыв ной сменой контактирующих точек на круге ка чения и точек на направляющей (го ловка рельса), при отсутствии буксо вания и юза Vf=0. Тогда, как и а) \ о Вершина А 0 Точка №» м V# О8.
Таким образом, используя правила дифференцирования функций, заданных параметрически, определяются скорости и ускорения точки круга любого диаметра, катящегося без скольжения по траектории циклоиды. Другими словами, определение скорости сводится к нахождению углового коэффициента касательной к циклоиде, в зависимости от радиуса колеса в произвольной точке (о ак 2ж).
Рассмотрим характер движения точек А, Б, В (рис 3.2), находящихся на профиле бандажа колеса железнодорожного подвижного состава. Точка А находится на производящем круге с радиусом гА. Точка Б находится на гребне бандажа с радиусом гБ гА. Точка В находится на конической части профиля с радиусом г в гА.
При движении колеса по рельсу, точка А, принадлежащая производящему кругу (рис. 3.3, а), описывает обыкновенную циклоиду. Точка Б- жестко связана с катящимся производящим (образующим) кругом, будет дви гаться вместе с колесом и опишет кривую, называемую «удлиненной циклоидой» (рис. 3.3, б). Точка В- находится на круге радиусом меньше образующего гв гА на Агв, и при движении описывает кривую, называемую «укороченной циклоидой» (рис 3.3, в). Прямая ИМ, является траекторией центра О производящего круга, - называется линией центров циклоиды.
Из законов, обоснованных классиками математики, следует, что все три точки А, Б и В, принадлежащие одному колесу, имеют различный характер траектории (рис. 3.3), но определяются едиными математическими законами конкретных параметрических уравнений (3.6, 3.7) [91 - 94,102, 103].
В реальных условиях движения локомотива в режиме тяги, исключить явление проскальзывания колес достаточно проблематично, в силувлияния многочисленных факторов. Поэтому результаты анализа свойств математической теории циклоиды, дают основание для их использования при проектировании рациональных соотношений параметров конструкций экипажей и колеи, обеспечивающих устойчивое движение колесных пар как на прямых, так и в кривых участках.
Стенд для комплексного определения деформаций РМШ буксовых поводков в условиях лаборатории ДВГУПС и цеха локомотивного депо
Статическая жестокость поводков на сегодняшний день является единственным обоснованием для прогнозирования параметров деформации и подбора 4 поводков для КМБ с целью получения одинаковых параметров жесткости упругой связи колесной пары с рамой тележки, при которых снижается угол а г набегания КП на рельс и боковое воздействие рельса на гребень. Учитывая опыт создания средств измерения параметров буксовых поводков локомотивов на Новочеркасском электровозостроительном заводе [20; 57], кафедрой "ТТД" ДВГУПСа, совместно с экспериментальным цехом локомотивного депо ст. Хабаровск-П. разработана техническая документация и изготовлен опытный испытательный стенд. Стенд (рис. 4.3) позволяет производить комплексное определение статических жесткостей поводков и их составных частей: сайлент-блоков рамной и буксовой головок; торцовых амортизаторов.
В целях расширения функциональных возможностей стенда на неподвижной его части основания 5, в соответствии с технологической последовательностью, устанавливаются и фиксируются четырьмя стопорами 12 ряд сменных рабочих столов. При испытании головок поводка на скручивание и сжатие- имеются захваты 7, 8, для крепления оси валиков, соответственно, большой и малой головок поводка и захват 6 для установки рамной головки при выполнении испытаний на сжатие;
Определение радиальной деформации буксовой головки поводка осуществляется с помощью установки упорного бруса 14 между корпусом поводка и основанием стенда 5. Это позволяет исключить влияние деформации СБ рамной головки. Нагружение осуществляется штоком силового устройства через съемный упор 15, который распределяет усилия по хвостовикам валика. Перемещение валика происходит в продольном (на рисунке вертикальном) направлении поводка под действием силы.
Определение радиальной деформации рамной головки поводка осуществляется через воздействие штока силового устройства на корпус малой головки поводка. В этом случае рамная головка упирается валиками в захваты 16. Смещение валика будет осуществляться за счет сжатия резинового слоя испытываемой головки.
Замер радиальной деформации обеих головок буксового поводка, осуществляется действием внешней нагрузки посредством съемного верхнего упора і б на трапеции валика малой головки, при этом валик рамной головки зафиксирован в захвате 6. Замеры деформации испытываемых головок поводка при скручивании (рис. 4.3, б; в) осуществляется посредством определения времени возвращения поводка в нормальное горизонтальное положение после снятия усилия. Обратный ход штока цилиндра выполняется за счет двух отжимных пружин 11. Замер осевой (поперечной) деформации осуществляется оценкой вертикального смещения валика поводка, соответствующей головки на Змм, под действием направленного в торец валика тарированного усилия, создаваемого силовым устройством. При испытании головок поводка на осевое смещение валиков применяется оснастка в виде: двух полых цилиндров 13 для установки на них буксового поводка и устройства для испытания торцовых амортизаторов 15 -металлического цилиндра, в основании которого имеются 4 штифта (выступа), а в верхней части (с торца) трапециевидный хвостовик, для установки и фиксации торцовых амортизаторов.
Многочисленными опытами установлено, что определение жесткостных параметров поводков очень трудоемкая работа, поэтому кафедрой «Тепловозы» ДВГУПС разработан автоматизированный программно-технологический комплекс (рис. 4.4) испытания, подбора и паспортизации буксовых поводков с гидросиловым нагружением и электронно-цифровым управлением с применением микропроцессорного устройства (спецификация приведена в ГТРИЛОЖЕНИИ 4).
Результаты исследований. Сходимость экспериментальных и расчетных данных жесткости РМШ буксовых поводков, обусловленные свойствами резины, имеют разброс не превышающий 7 %.
Систематизация результатов исследований (рис. 4.5) свидетельствуют, что радиальные деформации РМШ в пределах ±1,3 мм имеют лишь 1,85 % выборки испытываемых поводков, а деформацию 1,4-2 мм имеют 5,1 % поводков. Общее нарушение линейных размеров поводков (320±0,2 мм) при их нагружении усилием Р от 2000 до 4000 кГс, встречается у 94,9 %, а максимальное приращение длины поводка составляет 12мм.
Экспериментальные поездки осуществлялось на участке Тында-Беркакит, в зимний (январь-февраль 1998г.) (рис. 4.10, а) и летний (июль 1998г.) (рис. 4.10, б; в) периоды. В первом случае на тепловозе 4ТЭ10С №0001, во втором случае ЗТЭ10М №1403. Максимальная скорость движения при проведении опытов достигала 90км/час, масса поезда 4800-6000тонн. Исследованию подвергались КМБ (Iй и 6а) головных секций и на секции В (бустер) Iм и 6й КМБ. Блок схема размещения и соединения измерительных устройств, алгоритм регистрации данных датчиков перемещения и температуры приведены на рисунках 4.11 и 4.12. Результаты эксплуатационных испытаний. Анализ результатов регистрации перемещений валиков БП показывает, что не только в кривых, но и в прямых участках колеи процесс движения КП носит неустановившийся, спонтанный характер. Максимальные (амплитудные) значения изменения длины БП превышают альбомные допуски в 40,6 раз (от 4 до 12 мм). Среднеэксшгуатационная длина поводков составляет 324.21 мм, что превышает в 22,5 раза требуемые значения и время такого состояния их превышает 39 % от общего времени движения поезда, обеспечивая перекос осей колесных пар на прямых участках пути и контактирование гребней с боковыми гранями головок рельсов. Опытами установлено, что в эксплуатации длина поводков в 3-5 раз превышает отклонение длины поводков, имевших место в статике (рис.4.2). Такое состояние определяет необходимость использования Kxi - коэффициента установки колесной пары в колее, из-за приращения длины поводков, как показателя нормирующего ресурс бандажей колесных пар локомотивов (рис. 3.8; 3.9; 4.2).
Необходимо заметить, что в режиме тяги создаются условия перекоса колесной пары в раме тележки и колее из-за одностороннего привода и имеющего место на тепловозах, и в силу спонтанных значений жесткости РМШ. В режиме свободного выбега локомотива продольные перемещения буксы представляют собой непредсказуемый характер, зависящие от возмущений, поступающих от рельсовой колеи на колеса (от стыков, проскальзывая колес в кривых, изменения нагрузки на колеса).
