Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса. постановка задачи 7
1.1. Анализ нагруженности рефрижераторного подвижного состава в эксплуатации 7
1.2. Выносливость оборудования рефрижераторного подвижного состава. Методы определения выносливости 14
1.3. Анализ методов и средств проведения стендовых испытаний элементов оборудования 20
1.4. Постановка задачи 25
2. Математическое моделирование продольных вибраций оборудования рефрижераторного подвижного состава, возникающих при маневровых и переходных режимах движения поездов 28
2.1. Разработка структурных схем виброударных испытаний оборудования рефрижераторного подвижного состава 29
2.2. Математическое моделирование сил, действующих на рефрижераторный вагон со стороны поглощающего аппарата при маневровых работах 41
2.3. Математическое моделирование ускорений оборудования рефрижераторного подвижного состава дри маневровых работах 54
2.4. Статистический анализ нагруженности оборудования при переходных режимах движения. Формирование "банка" испытательных данных 67
3. Особенности реализации мтематических моделей с помощью аналоговых вычислительных машин, работающих в реальном масштабе времени 74
4. Разработка системы управления электродинамическим виб-ростевдом, позволяющей воспроизводить нагрузки, эквивалентные эксплуатационным 88
4.1. Анализ динамических свойств электродинамических вибростендов. Выбор расчетной схемы вибростенда 88
4.2. Исследование влияния динамических свойств вибростенда и объекта испытаний на форму воспроизводимого импульса 99
4.3. Разработка систем управления вибростендом 109
5. Организация вивроисштаний. имитация условий функционирования элементов оборудования рефрижераторных вагонов и организация контроля его работоспособности при испытаниях (на примере прибора rf- 1а ) 122
5.1. Выбор режима испытаний 123
5.2. Измерение и контроль основных параметров испытываемого оборудования 130
5.3. Проведение ударно-вибрационных испытаний оборудования рефрижераторных вагонов и анализ их результатов 140
Заключение 151
Литература 153
- Выносливость оборудования рефрижераторного подвижного состава. Методы определения выносливости
- Математическое моделирование сил, действующих на рефрижераторный вагон со стороны поглощающего аппарата при маневровых работах
- Особенности реализации мтематических моделей с помощью аналоговых вычислительных машин, работающих в реальном масштабе времени
- Исследование влияния динамических свойств вибростенда и объекта испытаний на форму воспроизводимого импульса
Введение к работе
Развитие железнодорожного транспорта СССР в 11-й пятилетке характеризуется значительным ростом пропускной и провозной способности железных дорог. В соответствии с директивами ХХУІ съезда КПСС к концу 1985 года прирост грузооборота по сравнению с 1980 г. должен составить 14 -г 1Ъ% [І]. В связи с этим повышение массы грузовых поездов и увеличение интенсивности переработки вагонов на сортировочных горках являются одними из наиболее важных и эффективных направлений технической политики на транспорте, так как они позволяют уменьшить себестоимость перевозок при наименьших капитальных затратах. Так, в работе [85] показано, что увеличение допустимой скорости соударения вагонов на горках на I км/час позволит снизить эксплуатационные расходы на железнодорожной сети на 5,2 млн. рублей.
В связи с увеличением скоростей соударения при маневровых работах повышается уровень нагруженности вагонов продольными силами. Это может стать причиной повреждения как подвижного состава, так и перевозимых грузов. Уже сейчас фактические скорости соударения значительно выше, чем допускаемые правилами эксплуатации [88, 99]. Так количество соударений вагонов со скоростями, превышающими 10 км/час, составляет 5,3%. С увеличением числа механизированных горок и увеличением количества вагонов на роликовых подшипниках вероятность соударения с повышенными скоростями в ближайшее время может еще более возрасти.
Особенно чувствителен к продольным нагрузкам рефрижераторный подвижной состав. Наличие большого количества электрического и холодильного оборудования в условиях интенсивных ударных нагружений приводит к частым отказам в работе, повреждениям вагонов и перевозимых грузов. По данным [74, 79] ежегодно на маневрах повреждается 12% рефрижераторных секций. Средний за год простой секции вследствие повреждений превышает 4 суток, а потери фреона - более II кг. Убытки от повреждения грузов составляют 10000 рублей, а общие расходы на отцепочный ремонт и убытки от непроизводительных простоев превышают 1100 рублей в год на одну секцию.
Для успешного решения задач, поставленных Продовольственной программой, в ближайшее время намечено поставить железным дорогам 29 30 тысяч рефрижераторных и изотермических вагонов [16]. Доля автономных рефрижераторных вагонов (АРВ) в общем количестве рефрижераторного подвижного состава будет доведена до 65%. Их особенность - работа в автономном режиме. Уже в настоящее время периодичность обслуживания АРВ в дороге составляет 24 36 часов и в дальнейшем будет увеличиваться. В условиях роста нагруженности вагонов для обеспечения сохранности перевозимых скоропортящихся грузов необходимо обеспечить высокую надежность и долговечность оборудования автономных рефрижераторных вагонов.
Одним из наиболее прогрессивных методов выявления слабых мест конструкции и определения усталостной выносливости оборудования является метод стендовых испытаний, использующий аналоговые или цифровые вычислительные машины для моделирования условий нагружения отдельных элементов оборудования и универсальные или специализированные вибростенды, позволяющие воспроизводить нагрузки, эквивалентные возникающим в эксплуатации. Такие испытательные комплексы позволяют:
- проводить испытания оборудования на усталостную выносливость при режимах нагружения, соответствующих эксплуатационным;
- проводить испытания оборудования с целью установления обоснованных сроков службы и межремонтных сроков;
- проводить выявление слабых мест вагона в целом и его оборудования еще до начала их серийного производства с целью повышения их долговечности еще на стадии отработки конструкции опытных образцов.
Таким образом, исследования по разработке метода стендовых испытаний оборудования рефрижераторных вагонов на выносливость при ударных воздействиях являются актуальными, так как позволяют решить ряд научно-практических задач, связанных с проблемами повышения долговечности подвижного состава и обеспечения сохранности транспортируемых грузов.
Выносливость оборудования рефрижераторного подвижного состава. Методы определения выносливости
Для обеспечения надежности рефрижераторного вагона в целом необходимо обеспечить высокую надежность и долговечность каждого элемента оборудования вагона в отдельности. Оборудование рефрижераторного вагона можно условно разделить на: холодильное оборудование, энергооборудование, устройства автоматики, измерительные приборы и др.
Исследованию выносливости и долговечности оборудования рефрижераторных вагонов в условиях эксплуатации посвящены работы И.П.Екимовского, Р.П.Иваницкого, К.В.Иванова, Л.А.Манаш-кина, В.И.Новикова, С.Ф.Постернака, В.В.Скрипкина и др. [27,28, 30,55,64,74,73,77,97].
Результаты этих исследований показывают, что наиболее повреждающее воздействие на оборудование оказывают ударные нагрузки, возникающие при маневровых работах [28,64,67,97]. В табл. I.I приведены данные об отказах холодильного и энергетического оборудования рефрижераторных вагонов при соударениях, полученные в работе [64].
Как видно из табл. I.I, количество отказов, приходящихся на долю систем автоматики, измерения и контроля за режимом работы оборудования, составляет треть всех отказов. Значительная часть отказов обусловлена разгерметизацией или разрушением системы подачи хладоагента. Это связано с тем, что система трубопроводов является одной из наиболее нагруженных и легкоповреж даемых частей конструкции вагона. Результаты анализа дефектов трубопроводов показывают, что из общего числа отказов около 80% приходится на разрушение (в местах изгиба, по месту пайки или сварки, в развальцованной части и др.) и около 20% на негерметичность в соединениях [8б] .
Из результатов ускоренных испытаний рефрижераторных вагонов следует [77,97] , что большинство отказов оборудования при соударениях происходит из-за его недостаточной усталостной выносливости.
В табл. 1.2 отражены основные причины отказов, наблюдаемых при натурных испытаниях автономных рефрижераторных вагонов на соударения [76,77,97].
Половина зарегистрированных неисправностей связана с ослаблением и самоотвинчиванием креплений. Это явление приводит к появлению виброударных режимов нагружения элементов, что значительно увеличивает нагруженность оборудования и приводит к та ким отказам, как излом корпусов, появление в них трещин, обрывы креплений и др.
Большая работа по сбору сведений об отказах оборудования в эксплуатации проводится отделом надежности проектно-конструкторского бюро Главного управления вагонного хозяйства МПС. Хотя эти данные и относятся лишь к гарантийным срокам после ввода в эксплуатацию или заводских ремонтов и не позволяют оценить показатели долговечности за весь срок службы рефрижераторного подвижного состава, но по ним можно судить о причинах отказов элементов оборудования АРВ. В табл. 1.3 приведены сведения о причинах отказов некоторых элементов электрооборудования рефрижераторных вагонов.
Как видно из сравнения таблиц 1.3 и 1.2, отказы в эксплуатации в основном имеют тот же характер, что и при ускоренных испытаниях вагона при соударениях. Таким образом, большое число отказов оборудования рефрижераторных вагонов обусловлено их недостаточной выносливостью при механических виброударных нагрузках, возникающих при переходных режимах движения и маневровых работах.
Методы определения выносливости конструкции вагона и его оборудования базируются на данных об усталостных повреждениях, их накоплении во времени и на понятии меры повреждения. Наибольшее распространение при практических расчетах на усталостную прочность получила гипотеза линейного накопления повреждений [43,89]. В зависимости от характера нагруженности могут применяться корректированные гипотезы линейного суммирования повреждений [43,89], учитывающие разброс меры повреждаемости 3D в эксплуатации.
В работе [12] методами цифрового моделирования исследовались некоторые вопросы, связанные с применением различных гипотез накопления повреждений, такие как влияние статистического разброса механических характеристик на результаты испытаний, влияние выбора модели накопления повреждений и усечения выборок на результаты испытаний, методы ускоренных испытаний на выносливость в условиях значительного статистического разброса и др.
Результаты этих исследований показали, что использование существенно нелинейных моделей, учитывающих предисторию нагру-жения, не приводит к статистически значимому изменению распределения коэффициента повреждаемости и что его разброс может быть полностью объяснен разбросом прочностных характеристик образцов.
Математическое моделирование сил, действующих на рефрижераторный вагон со стороны поглощающего аппарата при маневровых работах
Одним из основных вопросов при математическом моделировании продольных содействующих на вагон при маневровых работах, является обоснованный выбор расчетной схемы процесса, адекватно отражающей все основные его особенности. Выбор той или иной модели собственно вагона зависит от характера поставленной задачи.
Цри определении продольных динамических нагрузок, действующих на вагон при соударениях, наиболее часто используются одно-массовая [53,54,59,78] или двухмассовая [31] расчетные схемы, позволяющие учесть упругие свойства вагона.
В качестве основной расчетной ситуации будем рассматривать соударение двух вагонов, один из которых (вагон Г на рис. 2.7) накатывается со скоростью 1Т0 на другой вагон (вагон Р), неподвижно стоящий. Оба вагона оборудованы одинаковыми поглощающими упруго-фрикционными аппаратами.
Как известно [5,31,59], особенностью работы уцруго-фрик ционных поглощающих аппаратов является нестабильность их силовых характеристик, обусловленная зависимостью коэффициентов тре ния от скорости скольжения, большими удельными давлениями на трущихся поверхностях, различной степенью приработки поверхностей, зависимостью коэффициента трения от времени относительной неподвижности трущихся поверхностей и т.д. Нестабильность силовых характеристик приводит к скачкообразному процессу изменения силы, что значительно увеличивает число нагружений вагона и его оборудования. В работе [Зі] показано, что наличие у аппарата автоколебаний увеличивает число нагружений вагона в 2,6 раза по сравнению с аппаратом, у которого указанное явление отсутствует. В связи с этим, при моделировании ускорений оборудования вагона эти особенности работы поглощающих аппаратов необходимо учитывать.
Рассмотрим (на примере фрикционного амортизатора ШІ-ТМ) принцип работы поглощающего аппарата, конструкция которого приведена на рис. 2.8. От состоит из корпуса 4, фрикционных клиньев 2, комплекта пружин 3, шайбы 5 и нажимного клина І.
В процессе работы поглощающего аппарата на фрикционные клинья 2 действуют три силы: внешняя сила R Ci) , цриложенная со стороны нажимного клина, реакция ЪС"Ь) комплекта пружин 3 и реакция корпуса аппарата ї (). предположим что детали I и 2 неде-формируемые. Податливость корпуса 4 будем принимать во внимание только в направлении оси ос . Разложим силы, действующие по трем поверхностям трения,на нормальные силы N и силы трения Y . Для каждого из трех клиньев (в цредположении, что аппарат трехклиновый) при равномерном распределении давлений можно записать что следует из рис. 2.8. где N2 , 2 - нормальная сила и сила трения между нажимным клином I и фрикционным клином 2; Нъ , Уъ - нормальная сила и сила трения между шайбой 5 и клином 2; j\l1t F., - нормальная сила и сила трения между корпусом аппарата 4 и клином 2; углы oL , В и V , являющиеся основными геометрическими параметрами аппарата, обозначены на рис. 2.8. Направления действия сил трения г зависят от направления относительных скоростей Q скольжения трущихся поверхностей и определяются через коэффициенты трения М и нормальные силы f\ где с помощью индексов ос и и обозначены проекции сил трения F и относительных скоростей d на оси х и у соответственно. Рассмотрим соотношения между относительными скоростями Q . . Пусть корпус I поглощающего аппарата за время dt переместился относительно клина 2 на величину clo . В этом случае (см.рис.2.9), разделив выражения на dt , получим выражения, описывающие взаимосвязь между относительными скоростями Как видно из выражения (2.21) сила Р является функцией коэффициентов трения /U1, /Мг и Л_ . Как показывает опыт, коэффициент трения стальных поверхностей зависит от скорости скольжения [59] . Для определения коэффициента трения Л.Н.Никольским применительно к работе фрикционных поглощающих аппаратов была предложена эмпирическая формула где а , ь , С и п - параметры, зависящие от материала, скорости скольжения и давления, определяемые из опыта; р - удельное давление; а - скорость скольжения. В работе [87] было показано, что при давлениях, наблюдаемых в реальных условиях эксплуатации амортизаторов, значение коэффициента п мало и можно считать его равным п.-о .В этом случае где /Мп - коэффициент трения в конце удара. Зависимость (2.22) обычно используют для описания изменения коэффициента трения на главных поверхностях аппарата, так как на вспомагательных скорости скольжения на порядок меньше [72J и их коэффициенты трения можно считать независящими от скорости скольжения.
Особенности реализации мтематических моделей с помощью аналоговых вычислительных машин, работающих в реальном масштабе времени
При организации и проведении стендовых испытаний часто применяются аналоговые и гибридные вычислительные машины. Эти машины предназначены прежде всего для электрического моделирования (решения) дифференциальных уравнений, описывающих поведение исследуемой системы.
Основные преимущества аналоговой вычислительной техники: непрерывная работа во времени; вычисления идут параллельно во времени, т.е. во всех блоках одновременно, в отличие от ЦВМ, в которой вычисление идет во времени последовательно. Это значитель но увеличивает их быстродействие и позволяет производить решение сложных систем уравнений в реальном масштабе времени. Скорость вычисления ограничивается только шириной полосы дропускания операционных блоков, применяемых в АВМ.
АВМ, работающие в реальном масштабе времени, могут непосредственно использоваться в системах виброиспытаний для формирования испытательных сигналов и для моделирования функционирования некоторой части механической системы, что позволяет упростить организацию и проведение виброиспытаний.
Недостатками АВМ являются меньшая точность вычислений, иной, чем у ЦВМ, способ программирования и то, что они не так широко распространены.В настоящее время успешно применяются гибридные вычислительные машины, соединяющие преимущества АВМ и ЦВМ. Их применение позволяет исследовать сложные нелинейные задачи в стохастической постановке, использовать автоматизацию проведения испытаний, контроля и измерения основных параметров испытываемого оборудования, что делает их особенно удобными для использования в системе виброиспытаний.
Рассмотрим пример реализации блока формирования силы, действующей на вагон со стороны„поглощающего аппарата, и модели передаточной функции рефрижераторного вагона W , связывающей ускорение точки крепления оборудования с силой в автосцепке, на аналоговой вычислительной технике.
Процесс формирования силы в поглощающем аппарате при соударениях вагонов во время маневровых работ описывается системой нелинейных дифференциальных уравнений со случайными коэффициентами (2.28). Дри их моделировании необходимо ввести масштабные множители, связывающие соответствующие механические величины (сила, перемещение, ускорение и т.д.) с их электрическим аналогом-напряжением . где V , Л , t - сила, перемещение, время в реальной механической системе; F , ЭС - напряжения, пропорциональные силе, перемещению; X - машинное время; Np , JNL , N0 - коэффициенты пропорциональности. принимая в качестве координат системы (2.28) скорости движения масс tfti и вцражая их в операторной форме с учетом соотношений (3.1), после несложных преобразований получим систему уравнений
Начальные условия (скорость соударения) подаются на вход 3 модели передаточной функции W , , приведенной на рис. 3.1а.
Схема модели процесса соударения вагонов при маневровых работах, описываемая уравнениями (3.5) и построенная на базе решающих блоков рис. 3.1, приведена на рис. 3.2.
С помощью блоков trip и mr осуществляется выбор масс рефрижераторного и грузового вагонов. Требуемый закон распределения этих масс (см. таблицу 2.5 и рис. 2Л2а) формируется с помощью генератора пилообразного напряжения ГПН и функционального преобра .зователя ФП,_ входящих в состав блока задания массы вагона, показанного на рис. 3.3 Методика расчета функции для ФП по заданному закону распределения приведена в [94]. На операционном усилителе VI и элементах R , С собран запоминающий усилитель, управление которым осуществляется с помощью контактов реле к РУ1 и к РЧ2 , входящих в блок управления. Для изменения массы грузового вагона и задания скорости соударения 1/0 (закон распределения приведен на рис. 2.126) используются аналогичные схемы.
Исследование влияния динамических свойств вибростенда и объекта испытаний на форму воспроизводимого импульса
Как было показано во второй главе, нагруженность оборудования рефрижераторного вагона в эксплуатации можно характери зовать ускорением мест крепления его к вагону. Для проведения ударно-вибрационных испытаний оборудование устанавливается на столе вибростенда. На вход усилителя мощности вибростенда подается электрическое напряжение U» , пропорциональное ускорению оборудования ОС , наблюдаемому в эксплуатации. При этом где Нх - коэффициент пропорциональности. Если усилитель мощности представляет собой идеальный источник тока, то в этом случае сила, действующая на подвижную катушку вибростенда со стороны магнитного поля, будет пропорциональна входному напряжению В этом выражении: А - коэффициент электромеханического преобразования; N - коэффициент пропорциональности, имеющий размерность - коэффициент, имеющий размер ность массы. Как известно, идеальный усилитель тока физически нереализуем, но применение системы автоматического управления по току в подвижной катушке вибростенда позволяет для рабочего диапазона частот получить электрические параметры усилителя мощности, близ кие к параметрам идеального усилителя тока [69].
В дальнейшем будем считать, что вибростенд работает совместно с такой системой управления. В этом случае можно пренебречь частотными и фазовыми искажениями, вносимыми электрической частью вибростенда в восцроизводимый сигнал, и рассматривать усилитель мощности как масштабное звено с коэффициентом передачи А/м . Цри этом сила, действующая на подвижную часть вибростенда, определяется выражением (4.8). Расчетная схема механической части вибростен да для рабочего диапазона частот приведена на рис. 4.7а, где приняты следующие обозначения: mt , m0 - масса подвижной части вибростенда и объекта испытаний; Кп , $ п - жесткость и коэффициент вязкого трения в связи подвижной части вибростенда с его корпусом; К0 , Р 0 - жесткость и коэффициент вязкого трения в связи объекта испытаний со столом вибростенда.
Запишем в операторной форме систему дифференциальных уравнений, описывающих движение механической части вибростенда где X(р) - ускорение точки крепления объекта испытаний к ваго d ну при ударах в эксплуатации; Р в-тг » Ло(Р) - перемещение объекта испытаний при испытаниях; зс (р) - перемещение стола вибростенда при испытаниях. Решая систему (4.9) цри нулевых начальных условиях, выразим передаточную функцию W CP) , связывающую ускорение стола вибростенда ocg, (j ) и входной сигнал X СР) , в виде рациональной дроби Энергетический спектр ускорения стола вибростенда может быть выражен через энергетический спектр входного сигнала и частотную характеристику вибростенда где IWjytO)) - квадрат модуля частотной характеристики вибростенда; 4/ t х, энергетические спектры ускорения стола вибростенда входного сигнала соответственно. Как следует из выражения (4.10) при сд=0 WU (ico)l в а следовательно и if.. (0)=0 . Таким образом, ускорение стола виб-ростенда не содержит постоянной составляющей и инфранизких частот даже если они содержатся во входном сигнале. В связи с этим ускорения оборудования при маневровых работах и переходных режимах движения принципиально не могут воспроизводиться с помощью электродинамических вибростендов без искажений, так как они содержат постоянную составляющую. Кроме того, в области средних частот наблюдаются дополнительные амплитудные и фазовые искажения воспроизводимого сигнала из-за неравномерности частотной характеристики WQ 0)» обусловленной динамическими свойствами вибростенда и объекта испытаний.
Оценим величину искажений, вносимых в воспроизводимый сигнал механической системой "вибростенд-объект испытаний". Пусть в результате преобразования входного сигнала х ис следуемой системой на ее выходе наблюдается реакция где А{ 1- некоторый оператор, определяемый внутренней структурой системы. Можно считать, что система не искажает восцроизводимый сигнал только в том случае, если в процессе преобразования сигнала изменяется его масштаб (линейное усиление или ослабление), задержка и постоянная составляющая, т.е. Такую систему будем считать идеальной, так как при проведении ударно-вибрационных испытаний наибольший интерес дредставля ет амплитуда и форма воспроизводимого сигнала. Подобрав параметры идеальной системы k , t0 и сі таким образом, чтобы сиг-нал Хс (jt) был наиболее близким к сигналу X $ () , определяемому выражением (4.12), можно разделить х сЬ) на полезный сигнал л/ э&ь C"t) и продукты искажений ct)
