Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследования
1.1 Общие положения 11
1.2 Современное состояние технических средств для маневровой работы 15
1.3 Анализ исследований в области реализации сил тяги и торможения подвижного состава железных дорог 24
1.4 Цель и задачи исследования 32
2. Теоретические предпосылки разработки и оптимизации тягового транспортного средства для маневровых работ на малодеятельных станциях
2.1 Построение расчетной схемы для исследования процесса трогания с места и движения железнодорожного состава с тяговым транспортным средством, имеющим автомобильный привод 34
2.2 Реализация силы тяги транспортного средства с автомобильным приводом 38
2.2.1 Анализ тяговой характеристики автомобильного привода 38
2.2.2 Математическая модель движения железнодорожного состава после трогания с места с учетом упругой связи в тяговом приводе 42
2.2.3 Математическая модель движения железнодорожного состава с учетом демпфирования упругой связи в тяговом приводе 52
2.2.4 Построение тяговой характеристики транспортного средства с приводом, имеющим упругую связь 63
2.2.5 Построение тяговой характеристики транспортного средства с приводом, имеющим упругую связь и демпфирующее устройство 70
2.3 Стабилизация силы прижатия ведущей колесной пары самоходной маневровой железнодорожной платформы к рельсам 74
3. Теоретическое обоснование режима трогания с места состава с учетом зазора в автосцепке, поглощения энергии фрикционным аппаратом и влияния продольной жесткости пути на взаимодействие колесной пары и рельсов
3.1 Построения математической модели движения железнодорожного состава с учетом зазора в автосцепке и поглощения энергии фрикционным аппаратом 79
3.2 Влияние продольной жесткости рельсового пути на взаимодействие колесной пары локомотива и рельсов 85
4 Экспериментальные исследования по оценке тягово- сцепных свойств самоходной маневровой железнодорожной платформы 99
4.1 Методика натурных экспериментов по оценке тягово-сцепных свойств самоходной маневровой железнодорожной платформы 100
4.2 Экспериментальное определение жесткости упругой связи в приводе опытного образца самоходной маневровой железнодорожной платформы 101
4.3 Экспериментальное определение суммарного коэффициента сопротивления движению состава 105
4.4 Определение сцепного веса у ведущей колесной пары самоходной маневровой железнодорожной платформы 107
4.5 Определение экспериментальным методом условной приведенной жесткости автомобильной шины 108
4.6 Натурный эксперимент по определению приведенного момента инерции привода автомобиля ЗИЛ-130 110
4.7 Результаты натурных экспериментов по оценке тягово-сцепных свойств маневровой железнодорожной платформы 111
5 Экономическая эффективность от внедрения маневювойжелезнодорожнойгшатформы 127
Основные выводы 130
Список использованных источников
- Анализ исследований в области реализации сил тяги и торможения подвижного состава железных дорог
- Математическая модель движения железнодорожного состава после трогания с места с учетом упругой связи в тяговом приводе
- Влияние продольной жесткости рельсового пути на взаимодействие колесной пары локомотива и рельсов
- Определение сцепного веса у ведущей колесной пары самоходной маневровой железнодорожной платформы
Введение к работе
В современных условиях приоритетными направлениями стратегии развития железнодорожного транспорта России являются обеспечение безопасности движения, повсеместное внедрение ресурсосберегающих технологий, техническое перевооружение материальной базы, внедрение научно-технических разработок, направленных на повышение эффективности перевозочного процесса.
В последние годы стабильно наращивается объем перевозок на железных дорогах России, в том числе и на ВСЖД. Еще в 2004 г. предприятия, обслуживаемые станциями этой дороги, грузили 1700 т. продукции ежесуточно, а в 2005 г. стабильно, каждые сутки отгружается свыше 5 тыс.т.
Из всех станций ВСЖД 38 % составляют малодеятельные, которые включают в себя подъездные пути удаленных от крупных станций предприятий, т.е. для обслуживания четырех станций прикрепляется маневровый тепловоз. Очень часто для перемещения нескольких вагонов на малодеятельных станциях приходится заказывать мощный магистральный локомотив, который должен при этом пройти десятки километров к этой станции ради перемещения нескольких вагонов и так же вернуться обратно. Большие локомотивы, работающие на вывозке, часами простаивают в ожидании работы, при этом перемещают иногда по 3-4 вагона. Избыток мощности тяговых транспортных средств на единицу массы подвижного состава существенно ухудшает экономические показатели железнодорожного транспорта, главным образом, за счет увеличения эксплуатационных расходов. Кроме того, несут убытки и грузополучатели из-за несвоевременной поставки грузов, простоя вагонов и высокой стоимости аренды локомотивов. Характерно, что такая же проблема актуальна для стран со схожей транспортной инфраструктурой. Как показывает опыт компаний V/Line Freight (Австралия) и Canadian Pacific (Канада) [40], маневровые машины и тяговые устройства останутся серьезной альтернативой маневровым локомотивам и в будущем.
В настоящее время простой вагонов на подъездных путях, а также на грузовых станциях в пунктах погрузки и выгрузки вагонов на предприятиях, составля-
ет более 35 % от суммарного времени его нахождения в перевозочном процессе. В связи с повышением норм массы грузовых поездов, уменьшением количества маневровых локомотивов систематически повышается доля простоя вагонов на станциях и подъездных путях в общих элементах их оборота в перевозочном процессе на железнодорожном транспорте. В то же время, существующая на железнодорожном транспорте тенденция сокращения или закрытия большого числа грузовых пунктов, уменьшение числа маневровых локомотивов вызывает дальнейший рост простоя вагонов под технологическими операциями и необходимость существенного развития или усиления технического оснащения ряда станций и подъездных путей.
Кроме того, с целью снижения средних размеров движения железнодорожных линий в последние годы значительно увеличились затраты, связанные с необходимостью повышения средней массы грузовых поездов. Однако данная мера приводит к резкому росту потерь, связанных не только с ростом простоя вагонов на станциях, так как значительно увеличились затраты, связанные с техническим осмотром и ремонтом вагонов и возросла продолжительность подачи и уборки вагонов на подъездных путях, что приводит к снижению оборота вагонов. В связи с этим определенно можно сказать, что будет увеличиваться объем маневровой работы. Как показывают исследования ряда авторов, доля маневровой работы возрастает, что потребует технических средств для выполнения этой работы, дефицит которых покрыть в короткие сроки будет трудно. Естественно возникнут большие проблемы в осуществлении маневровой работы на малодеятельных станциях, где невозможно постоянно содержать маневровые тепловозы по соображениям экономической целесообразности и вследствие их дефицита.
Стремление сокращать расходы и повышать эффективность эксплуатационной деятельности определяет потребность железных дорог в специфических тяговых средствах для маневровых перемещений подвижного состава.
Многие железнодорожные компании, грузоотправители, отказываются от применения традиционных локомотивов для маневровых операций, перестановки вагонов, а, в экстренных случаях и для выполнения текущего содержания пути в
пользу транспортных средств типа тягачей на рельсовом, автомобильном или комбинированном ходу (перемещающихся по рельсам на стальных колесах, а по автомобильным дорогам на колесах с пневматическими шинами). Это позволяет ограничить неэффективное использование локомотивов и локомотивных бригад в некоммерческой эксплуатации и высвободить их для вождения грузовых поездов.
Традиционная технология выполнения маневров на подъездных путях клиентуры становится слишком дорогой и невыгодной для железнодорожных компаний и их клиентов в России и за рубежом. Железнодорожные компании готовы подавать вагоны на подъездной путь под разгрузку или погрузку и возвращаться за ними через какое-то время. Такой вариант побуждает грузовладельцев использовать собственные тяговые средства для перемещения вагонов. Во многих случаях, железные дороги первого класса выдают разрешения на маневры на повагонной основе. Дальнейшее сокращение расходов достигается благодаря тому, что одни и те же служащие подают вагоны под погрузку и выполняют ее.
В настоящее время существует необходимость иметь на малодеятельных станциях тяговые средства для маневровой, работы, способные перемещать небольшие составы (три - четыре вагона) на малые расстояния (до четырех километров). "Малые локомотивы" могут быть полезными при возникновении чрезвычайных ситуации - при выходе из строя систем энергоснабжения, острой нехватке в этот момент тепловозов. Эти транспортные средства должны быть автономными и не зависеть от источников электроснабжения, потому что многие подъездные пути чаще всего не электрифицированы.
Все существующие технические средства являются специализированными и в случае непостоянной работы простаивают, что снижает эффективность их использования на малодеятельных станциях.
Таким образом, возникает необходимость в разработке и создании технического средства для маневровых работ с низкой стоимостью изготовления, малыми эксплуатационными расходами, оборудованного необходимыми приспособлениями для маневровой работы, а при простоях, с целью повышения его эффективности, имеющего возможность использования по другому назначению.
С участием докладчика было разработано такое средство - самоходная маневровая железнодорожная платформа, новизну которой подтверждает авторское свидетельство. У этого транспортного средства движущий момент от задних колес автомобиля передается, через промежуточный механизм, на колесную пару. Имеется сигнализация, осветительные приборы, а воздушные тормозные системы платформы и автомобиля объединяются. Автомобиль не подвергается переделке и в случае простоя может выполнять работу по прямому назначению.
При использовании бывшей в употреблении платформы и автомобиля Зил-130 полная стоимость ее будет составлять около 250 т. руб. в зависимости от амортизационной стоимости. Удельный расход топлива и смазочных масел у автомобиля в 3 - 5 раз меньше, чем у тепловоза. Рассчитанная экономия по сравнению с тепловозом при удаленности малодеятельной станции на 50 километров от опорной станции и 500 часам работы в год составила 1 млн. 937 тыс. руб. в год.
Для использования самоходной платформы в качестве маневрового средства необходимо исследовать ее тягово-сцепные свойства.
При разработке конструктивного решения малых тяговых транспортных средств существует проблема стабилизации сцепления колеса с рельсом, снижения до минимума вероятности боксования. Необходима разработка теоретического решения этих задач, исследование динамики движения подвижного состава. На этой основе необходимо разработать способы существенного (в 1,5 раза) уменьшения мощности тягового привода на единицу подвижного состава.
Для повышения эффективности использования маневрового транспортного средства необходимо исследовать все факторы, влияющие на повышение тягово-сцепных свойств при различных условиях работы и с разным подвижным составом. Нужно учитывать зазоры в автосцепном устройстве и поглощение энергии во фрикционном аппарате на процесс трогания с места железнодорожного состава, а также влияние качества железнодорожного пути на тягово-сцепные свойства маневровых транспортных средств.
Выполненный анализ позволяет сформулировать цель диссертационной работы, которая состоит в исследовании тягово-сцепных свойств разработанного рельсового транспортного средства с автомобильным приводом для маневровых работ на малодеятельных станциях.
Для достижения указанной цели поставлены и решены следующие задачи:
разработана математическая модель движения железнодорожного состава с приводом, имеющим упругую связь с демпфированием, и на ее основе построена тяговая характеристика самоходной маневровой железнодорожной платформы;
сформирована математическая модель движения железнодорожного состава, учитывающая зазоры в автосцепном устройстве и поглощение энергии фрикционными аппаратами;
получена математическая модель исследуемой механической системы «экипаж-путь» для оценки влияния продольной жесткости рельсового пути на проскальзывание колесной пары по рельсу;
выполнены экспериментальные исследования тягово-сцепных свойств самоходной маневровой железнодорожной платформы, дана оценка адекватности математических моделей и натурного объекта;
- представлено технико-экономическое обоснование целесообразности ис
пользования самоходной маневровой железнодорожной платформы в производст
венном процессе.
Методы исследования. Теоретические исследования базируются на методах математического анализа, теоретической механики, динамики подвижного состава, математической статистики и теории вероятностей. Обработка теоретических и экспериментальных результатов выполнена на ЭВМ с применением математических программ MathCAD, Excel, MatLAB. Натурные измерения перемещения железнодорожного состава, ведомого самоходной платформой и других характеристик пути, проводились с помощью специально разработанных средств на предприятиях и путях Восточно-Сибирской железной дороги.
Научная новизна диссертационной работы характеризуются следующими основными результатами:
сформулирована математическая модель движения железнодорожного состава, имеющего упруго-диссипативную связь в тяговом приводе;
построена математическая модель процесса трогания железнодорожного состава с места как многомассовой системы с учетом зазоров в автосцепке и поглощения энергии во фрикционных аппаратах на основе теоремы об изменении кинетической энергии механической системы;
получена математическая модель скорости проскальзывания колесной пары по рельсу с учетом продольной жесткости железнодорожного пути;
предложен для анализа тягово-сцепных свойств транспортного средства графический способ представления силы тяги в виде комплексной диаграммы.
Достоверность научных положений и выводов подтверждается удовлетворительным совпадением полученных результатов теоретических и экспериментальных исследований. Погрешность определения тяговой характеристики не превышает 10%.
Практическая значимость работы подтверждается следующим:
1. Получением трех авторских свидетельств, в том числе № 26212 на по
лезную модель от 20 ноября 2002 г. «Самоходная маневровая железнодорожная
платформа»;
Натурными испытаниями предлагаемого транспортного средства при выполнении маневровых работ в производственных условиях доказана его работоспособность;
Улучшением условий контактного взаимодействия колесной пары и пути благодаря введению в тяговый привод транспортного средства с двигателем внутреннего сгорания упругой связи большой деформативности с демпфирующим устройством;
Апробация работы. Основные результаты работы были доложены и обсуждены на всероссийских научных конференциях с международным участием (г. Красноярск, 2005 г.; г. Улан-Удэ, 2005 г.), заседаниях кафедры «Теоретическая и прикладная механика» Иркутского государственного университета путей сообщения (г. Иркутск, 2006 г.), постоянно действующем научно-техническом семи-
#
наре ОмГУПСа «Повышение эффективности работы железнодорожного транспорта, объектов промышленной теплоэнергетики, телекоммуникационно-информационных систем, автоматики и телемеханики» (г. Омск, 2006 г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано шесть печатных работ и получено три авторских свидетельства на полезную модель.
Объем и структура диссертации. Текст диссертации изложен на 138 страницах машинописи, иллюстрирован 2 таблицами, 62 рисунками. Список литературы содержит 96 источников.
Работа выполнена в 2003-2006 гг. на кафедре «Теоретическая механика» Омского государственного университета путей сообщения.
Анализ исследований в области реализации сил тяги и торможения подвижного состава железных дорог
Реализация силы тяги без боксования возможна до тех пор, пока касательная сила тяги в точке контакта колеса и рельса не превысит силу сцепления: FK FC4 При этом касательная силы тяги есть результирующая всех сил, приведенных к точке контакта колеса и рельса. К этим силам относятся движущие силы, силы инерции, силы сопротивления. Сила сцепления равна произведению силы прижатия колеса к рельсу G на величину коэффициента сцепления фк:
Среди ученых, занимающихся проблемой реализации силы тяги известны работы: Д.К. Минова, И.П. Исаева, И.И. Галиева, В.Е. Розенфельда, Г.А. Тибило-ва, В.А. Нехаева, В.А. Николаева, Н.Н. Меншутина, В.Н. Лисунов, Ю.М. Лужнова и многих других.
Общепринятой является точка зрения на физическую природу силы сцепления. Под действием силы нажатия колеса, в месте опоры его на рельсе возникает контактные напряжения. При движении в контакт вступают новые частицы материала бандажа и рельса, вследствие чего напряжения их меняются во времени. Происходящие при этом процессы зависят от силы нажатия, скорости движения, упругими свойствами материала, формой соприкасающихся тел, состоянием поверхности. В месте контакта происходит деформация, поэтому колесо опирается на рельс не в одной точке, а по некоторой поверхности. Сила тяги ограничена по условиям сцепления колеса с рельсом. Если этот предел будет превзойден, то произойдет срыв сцепления и начнется боксование колеса. При этом угловая скорость его со будет больше угловой скорости со, соответствующей поступательной скорости Гна величину угловой скорости скольжения соск колес по рельсам: С0 = С0 +0ІСК, при этом: FK-Fcu=—-- -, (1.1) Ra dt где I - приведенный момент инерции тягового привода; Яд - приведенный радиус инерции.
Разность сил в левой части уравнения (1.1) определяет угловое ускорение скольжения колесной пары относительно рельса. По мере увеличения скорости скольжения сила сцепления резко уменьшается, из-за чего растет избыточный вращающий момент двигателя. Как следствие, происходит дальнейший рост скорости скольжения и соответствующее ему снижение силы сцепления. Нормальное качение колеса становиться невозможным, и, если не принять соответствующих мер, процесс скольжения будет развиваться - наступит, так называемое разноос-ное боксование. Восстановить сцепление колеса с рельсом можно, либо изменив режим работы двигателя, либо увеличив силу сцепления, например путем подсыпки песка.
Вследствие относительных перемещений волокон бандажа и рельса, обусловленных упругостью их материала, при движении колеса, путь, проходимый его геометрическим центром, не равен пути, подсчитанному по угловой скорости колеса за то же время, исходя из его номинального радиуса. Это явление называют упругим скольжением (крипом). Упругие перемещения частиц материала малы, для них справедлив закон пропорциональности между силами и деформациями, а именно: dV F„=,-. (..2) где dx - элементарный путь центра колеса, подсчитанный по его угловой скорости; к - коэффициент, зависящий от материала и диаметра колеса, силы нажатия его на рельс и геометрических размеров его опорной поверхности.
Из равенства (1.2) следует, что сила сцепления FC4 колеса и рельса пропорциональна также отношению скорости упругого скольжения волокон по опорной поверхности к скорости поступательного перемещения центра колеса.
На рис. 1.1 показана зависимость коэффициента сцепления от скорости скольжения. При скорости скольжения, меньшей VCKA, которая называется критической, существует только упругое скольжение. В области скоростей скольжения Уск КкА деформации больше упругих, пропорциональность между силами и деформациями нарушается, происходит срыв сцепления и возникает боксование. Для этой области зависимость коэффициента сцепления от скорости скольжения может быть принята нелинейной [81]:
Л ГТїК (L3)
l + bVCK где а; Ь - коэффициенты, определяемые эмпирически.
Большинство исследователей, к числу факторов, существенно влияющих на величину коэффициента сцепления, относят следующие:
1. Перераспределение сил нажатия колес на путь под действием сил тяги. По данным [81] оно может достигнуть 18 %.
2. Колебания надрессорного строения, в результате которых изменяется нажатие колеса на рельс [95]. Эти колебания вызываются в основном прогибом рельсов и периодическими ударами на стыках. Силу нажатия колесной пары на рельсы можно считать изменяющейся по гармоническому закону [81]: G(t) = Gcm(l + Sm ), (1.4) где Gcm - статическая сила нажатия колесной пары на рельс; AG - амплитуда динамической силы нажатия колесной пары на рельс; Т- период изменения силы нажатия колеса на рельс.
3. Жесткость тяговой характеристики. На основе теоретических и экспериментальных исследований доказывается, что в тяговом приводе с асинхронным двигателем, имеющим жесткую характеристику, опасность боксования меньше [96].
4. Величина коэффициента сцепления зависит от состояния поверхности рельса и колеса, влажности воздуха и ряда других причин.
Исследования, которые выполнил Д. К. Минов [95], доказывают, что колебания неподрессоренных масс практически не влияют на условия реализации сил сцепления. Мероприятия по повышению сцепления проводят в двух направлениях: - по увеличению силы сцепления колес с рельсами; - по более эффективному использованию достигнутой силы сцепления. Увеличение силы сцепления достигается на рельсовом транспорте правильным применением песка, механической и химической чисткой бандажей и рельсов, электроискровой обработкой этих поверхностей.
Повышение использования силы сцепления локомотива достигается путем осуществления некоторых конструктивных мероприятий [95, 81]: - применение устройств, регулирующих силу тяги двигателя в соответствии с нажатием на рельсы; - повышение жесткости тяговой характеристики; - применение противобоксовочных устройств, снижающих силу тяги при боксо-вании. Момент начала боксования обнаруживают в таких устройствах либо токовые дифференциальные реле, либо датчики разности угловых скоростей колесных пар.
Экспериментальные исследования по определению коэффициента сцепления электровоза ВЛ-10, проведенные ВНИИЖТом в 1970 году [87], показали, что при трогании с места, коэффициент сцепления достигал 0,36 и снижался с ростом скорости.
Математическая модель движения железнодорожного состава после трогания с места с учетом упругой связи в тяговом приводе
Изучение продольной динамики железнодорожного состава необходимо для решения практических задач, в том числе: - определению сил, возникающих в сочленениях; - выбор параметров автосцепных устройств; - определение допустимых скоростей при соударениях вагонов; - определение допустимой массы состава при ограничении тяговосцепных свойств транспортного средства.
Последняя задача особенно актуальна для самоходной маневровой железнодорожной платформы, которая исследуется в настоящей работе.
Выдающийся русский ученый Н. Е. Жуковский, рассматривая вопрос об определении усилий в упряжных приборах при трогании с места предложил представлять поезд в виде упругого стержня с грузом на конце или в виде системы абсолютно твердых тел, соединенных между собой упругими связями, используя первую схему и не решая волновое уравнение, он провел анализ, соответствующий тому, который выполнен в работе о гидравлических трубах. Рассматривая поезд как однородную цепочку тел, Н. Е. Жуковский составил удобную для анализа систему дифференциальных уравнений, получил формулы для определения усилий в упряжных приборах [92].
Особенностью расчетных схем, предложенных Н. Е. Жуковским было то, что колебания в этой системе не затухали. Поэтому академик В. А. Лазарян пред ложил рассматривать железнодорожный состав как упруговязкий стержень с гистерезисом. Такая усовершенствованная модель поезда дала возможность путем вычислений строить графики изменения усилий во времени. Е. П. Блохин и Л. А. Манашкин разработали расчетные схемы для исследования нестационарных продольных колебаний, в том числе для наливных составов [91].
Железнодорожный подвижной состав представляет собой многомассовую систему. Экипажи этой системы связаны между собой упруго-диссипативными связями, имеющими зазоры в сочленениях. Ударно-тяговые усилия передаются рамам вагонов через поглощающие аппараты, которые смягчают эти усилия и поглощают часть кинетической энергии. Особенности пружинно-фрикционных аппаратов Ш-1-Т, Ш-1-ТМ, которыми в основном оборудован эксплуатируемый парк вагонов, заключаются в том, что после деформации их растягивающими или сжимающими железнодорожный состав усилиями, из-за больших фрикционных сил, развивающихся в аппаратах, они, после частичного снятия нагрузки, не возвращаются в первоначальное состояние и не деформируются после нового приложения нагрузки, если величина ее не превышает значения, при котором получена первоначальная деформация [39]. 2 1,6 0,8 О 20 W 60 х,мм Рис. 3.1. Расчетные силовыехарактеристики амортизатора типа Ш-1-Т при учете изменения коэффициентов трения со скоростью скольжения: 1 - V0 = 5 км/ч; 2-V0=lO км/ч; 3 - V0 = 30 км/ч
Наиболее простая и распространенная модель, которая широко используется для определения сил, действующих на вагон, представлена на рис. 3.2. предпо лагается, что кузов, груз, тележки вагонов представляют одно твердое тело. Связи между вагонами представлены в виде поглощающих аппаратов. Например, упру-гофрикционный аппарат типа Ш-1-Т можно рассматривать как параллельно включенные элементы упругого сопротивления и сухого трения. 111, 1Л Ш1В \ \ і \ iK/\/\/s \ (Г С) о С) ХІ- Э э» Рис. 3.2. Расчетная схема подвижного состава с учетом фрикционного аппарата и зазора в автосцепном устройстве
Математическая модель для исследования сил, действующих в сочленениях [94] принимаются в виде системы дифференциальных уравнений.
В настоящем разделе поставлена задача, определить максимальную массу маневрового состава исходя из возможностей самоходной маневровой железнодорожной платформы как тягового транспортного средства. При решении этой задачи будет учитываться наличие зазоров и поглощение энергии в сцепных устройствах. Решение выполняется на основе теоремы об изменении кинетической энергии: Tn YAi. (3.1) где Тп-Тп.1-изменение кинетической энергии на некотором участке пути; T„.j - кинетическая энергия в начале участка пути, которая предполагается известной из расчета предыдущего участка: Тп.1 = 0,5-(пгл + Ysn(n.i)) Vj. (3.2) Тп - кинетическая энергия в конце исследуемого участка пути: Тп=0,5-(тл+1т(ф)-Уп2. (3.3) тл - масса локомотива; Щф - масса п-го вагона; YAi - сумма работ внешних сил. Внешними силами, совершающими работу, являются: - сила тяги локомотива ; - сила сопротивления локомотива F/; - сила сопротивления вагонов 5 ""; - сила вязкого (неупругого) сопротивления, в том числе и в поглощающих аппаратах. Таким образом, сумма работ внешних сил: U = (Ft-Fc"- lFenX8j+2 j-2-AHm, (3.4) где 5; -суммарныйзазор в автосцепном устройстве; Ап тя- энергия, затраченная в поглощающем аппарате. Ее величина определяется на основе силовой характеристики поглощающего аппарата (на рис. 3.3 она выражается заштрихованной площадью). Она может быть определена по формуле: XI Аппа» = J (Ft-Fc - mm) cbc, (3.5) о где д:-деформация поглощающего аппарата под действием сил Ft-F- YiF.
Влияние продольной жесткости рельсового пути на взаимодействие колесной пары локомотива и рельсов
Существует взаимное влияние изменения силы прижатия колеса к рельсу и движущего момента, так что можно говорить о функциональной зависимости при переходе в режим тяги: Мдв = AG-K2-ctRK-Cos ы, (3.16) где К2 - коэффициент нарастания движущего момента; а - угол поворота колесной пары относительно неподвижной системы координат.
В связи с этим, не является случайным волнообразный износ рельсов. В ряде работ указывается, что вертикальная жесткость рельсового пути оказывает влияние на изменение G силы прижатия колеса к рельсу, однако ни в одной из работ мы не обнаружили влияния продольной жесткости рельсового пути на дви жение колесной пары и возникновение боксования. Между тем, возникающая от движущего момента сила тяги вызывает сдвиг рельсового пути (вместе со шпалами) в обратном направлении. При этом надо отметить, что продольная жесткость рельсового пути для коротких рельсовых плетей относительно невелика. Удельная сила, необходимая для продольного сдвига рельсов вместе со шпалами по балласту в летних условиях, при деревянных шпалах и щебеночном балласте, равна 5-7 кН/м [72]. При ухудшении технического состоянии пути продольная жесткость его уменьшается. Сила тяги одной колесной пары локомотива может достигать 40-60 кН, т.е. ее достаточно для сдвига короткой рельсовой плети.
Известно, что процесс образования силы сцепления зависит от статического и динамического действия сил нажатия колес на путь, от состояния контактирующих поверхностей, от скорости и режима движения железнодорожного состава. а С F и упр h и— ь " системы: колесная пара - рельсовый путь где тр - масса рельсов вместе со шпалами и креплениями; /- осевой момент инерции колесной пары; а- угол поворота колесной пары при качении ее по рельсу без скольжения, при этом рельсовый путь перемещается на величину Sp\ (Хек - угол поворота колесной пары при ее скольжении относительно рельса; Up = coRK - V + Vp- скорость проскальзывания колесной пары по рельсу. Система уравнений движения системы «колесная пара - рельсовый путь»: dV Т? 77 m— = Ft-Fe; 0 = N- mg; d2S p _ m = F -F -F p dt2 t ynp mp I = Mep-FtRK; Up=coRK-V + Vp, (3.17) Учитывая, что N = mg - не является дифференциальным уравнением; И подставив: получим: =V F =f-m-e- F =C S p x mp J o» ynp p IT J? I -Mep-FtR-Up = coRK-V + Vp; (3.18) m, p _ dV, dt Ft-CpSp-f-m-g, Продифференцируем: dUp dco dV JVp n Mep-FtRK Ft-Fc , Ft-CpS-f-m-g m, = KK 1 = KK 1 dt dt dt dt I m m Тогда система уравнений движения: dV = F -F dt l - = M -FR 1 , mep rt -K dUp _ mpRKMep p p dt I f D 2 PRK m m \ p p -CpSp-f-m-g; (3.18) dV. p _ dt m, = Ft-CpSp-f-m-g, Данная система относится к жесткому типу дифференциальных уравнений, и для ее решения используем теорему академика Тихонова А. Н. о разделении системы на «быстрые» и «медленные» составляющие. В соответствии с диссертацией профессора Нехаева В. А. скорость проскальзывания является быстрой переменной по сравнению со скоростью движения железнодорожного состава, скоростью перемещения рельса и угловой скоростью вращения колесной пары, поэтому они считаются константами: dt dt dt После подстановки: ер dUp _ mpRKMep ( (3.19) PK \0 = Ft-Fc; 0 = Me-FtRK; т. т, -Ft -CpSp-f-m-g\ т p dt I Q = Ft-CpSp-f-m-g Тогда получим: Ft = Fc; Перемещение рельса определяется: _Fc-f-m-g (3.20) После преобразований получим ускорение проскальзывания: fR} Р (3.21) dUp RKMep г„ т V dt I Если Мвр - постоянная, то после интегрирования получим скорость проскальзывания колесной пары по рельсам: ир=ир0 + КМер F ч 7 mj (3.22) Так как скорость проскальзывания в начальный момент равна нулю, а вращающий момент определяется (2.56): IdeFtRK+I-Mde мвр= Таким образом, получена математическая модель скорости проскальзывания колесной пары по рельсам: Ч2 іл -JL- + — I m ,, (3.22) UP Рассмотрим взаимодействие колесной пары локомотива и рельсов при тро-гании с места, если она располагается на стыке рельсов. Для решения этой задачи используем уравнения Лагранжа, приняв в качестве обобщенных координат: а - угол поворота колесной пары при качении ее по рельсу без скольжения, при этом рельсовый путь перемещается на величину S; (Хек - угол поворота колесной пары при ее скольжении относительно рельса. Скольжение колес является неотъемлемой частью движения в режиме тяги, причем это явление присуще, так называемому, «нормальному» режиму работы. Система (рис. 3.6) имеет 2 степени свободы. Продольная жесткость рельсового пути с учетом нагрузки от локомотива согласно методике профессора Яковлевой Т. Т.: Cp = C0 + Kj-G, (3.17) где Со- продольная жесткость рельсового пути в ненагруженном состоянии; G - сила прижатия колес локомотива с учетом динамической нагрузки; К] - коэффициент, учитывающий давление колес на рельсы. Величина Со зависит от конструкции рельсового пути и его технического состояния. Для рельсового пути, находящегося в нормальном состоянии [72, 82]: Со = (1,14 - 1,43)-10 (Н/м) - деревянные шпалы; С0 = 2,37-10 (Н/м) - железобетонные шпалы; К] = 91 (м 1) - песчаный балласт; Ki = 22 (м 1) - щебеночный балласт. При плохом техническом состоянии пути Со уменьшается. Сила, создаваемая упругостью рельсового пути: Fynp = Cp-S = Co-(xRK + KyG-a-RK, (3.18) где Ср - продольная жесткость рельсового пути; S - перемещение рельсового пути относительно неподвижной системы координат. Сила сцепления колесной пары с рельсами: Fa, = &ф здесь \j/ - коэффициент сцепления колесной пары с рельсами. Возможное перемещение системы: 8S = 8q K-RK. Работа внешних сил на возможных перемещениях: AAj = Мдв-8а- FynpRK-ba = Мдв-8а- Co-oi-RK-8ot:RK - KrG-a-RK-8a:RK, (3.19) Работа, при проскальзывании колесной пары: АА2 = Mde-8otcK - FcjRrfcicK, (3.20) где (Хек- угол скольжения колесной пары. Обобщенные силы: Qj = Мдв- C0-(x-RK2-KrGcL-R2; (3.21) Q2 = Мдв - FC4-RK = Мдв - Go-yp-R + AG- Cos со /. (3.22) Кинетическая энергия системы: Т = 0,5-1к-а2 + ОМк-dJ + 0,5-mp-d2-RK2, (3.23) где тр - масса рельсов вместе со шпалами и креплениями; аиаск — производные от углов поворота по времени; 1К— осевой момент инерции колесной пары. Следовательно, имеем:
Определение сцепного веса у ведущей колесной пары самоходной маневровой железнодорожной платформы
В качестве механической передачи была использована цепная. Одно из задних колес автомобиля было снято, а на его место была установлена ведущая звездочка с числом зубьев ъ\ = 24. Второе заднее колесо было заклинено, поэтому уг 113 ловая скорость ведущей звездочки была в два раза больше угловой скорости автомобильного колеса при его движении в нормальном режиме. Ведомая звездочка была выполнена разъемной и закреплена на оси колесной пары платформы. Передача движущего момента происходила за счет трения между ступицей ведомой звездочки и осью колесной пары. Число зубьев ведомой звездочки ъ2 = 48, т.е. передаточное число цепной передачи: і = z2lz\ = 48/24 = 2. Так как одно колесо закреплено, то под действием дифференциала второе колесо вращается в два раза быстрее, а, следовательно, передаточное отношение и угловая скорость колесной пары равна угловой скорости задних колес автомобиля. Ведущая звездочка вместе с полуосью жестко крепилась на раме ж/д платформы, также как и сам автомобиль.
Тормозная система транспортного средства создается объединением тормозных систем железнодорожной платформы и автомобиля и требует незначительных затрат. Для обеспечения безопасности движения используется световая и звуковая сигнализация автомобиля. Въезд автомобиля на платформу может происходить на эстакадах, которые есть на многих станциях.
Для экспериментального исследования используем цифровую видеокамеру и геодезическую рейку. Камера устанавливается на штативе, а рейка закрепляется на маневровой железнодорожной платформе. По команде самоходная маневровая железнодорожная платформа начинает движение и включается цифровая камера в режиме 1 снимок за половину секунды. Опыт производим при движении в двух направлениях несколько раз.
На основании полученных данных строим график перемещения самоходной маневровой железнодорожной платформы. Далее, при помощи графического дифференцирования графика перемещения, строим график изменения скорости состава от времени. При этом используется зависимость: У = Щ-, (4.13) at Графически это выражается в следующем виде: V=tga, 114 где а - угол наклона касательной к кривой S(t). Используем этот график для определения максимального ускорения в период трогания с места. Визуально выявляем максимальный угол наклона Р касательной к кривой V(t). Тогда максимальное ускорение: amax=tgJ3, (4.14) Погрешность при измерении перемещения равна 5 S = 0,001 м. Скорость перемещения транспортного средства: Vt= -, (4.15) At где ASi - разность перемещения в границах одного интервала. Абсолютная погрешность при вычислении скорости: 8 V = 2— = 2 = 0,004м/с, (4.16) At 0,5 К } Ускорение транспортного средства: я/=4г" (4Л7) At где AVt-разность скоростей в границах одного интервала. Абсолютная погрешность при вычислении ускорения: 8 a = 2- = 2 1 = 0,0\вм/с2, (4.18) At 0,5 Сила тяги определяется как сумма силы инерции и силы сопротивления движению состава: Fti = mai + Fc, (4.19) Результаты эксперимента № 1 по исследованию тягово-сцепных свойств самоходной маневровой железнодорожной платформы.
В этом эксперименте был исследован процесс трогания с места одиночной самоходной маневровой железнодорожной платформы. Схема ее показана на рисунке 4.5. В соответствии с (4.10) сцепной вес, приходящийся на ведущую колесную пару, равный реакции колеса Nj равен: 115 2a + 2b Масса одиночного транспортного средства равна 28 тонн. Перемещение данного транспортного средства, при трогании с места, фотографировалось цифровой камерой с интервалом полсекунды.
Схема для определения величины сцепного веса ведущей колесной пары одиночной самоходной маневровой железнодорожной платформы
При помощи цифровой камеры была выполнена запись процесса трогания с места интервалом 0,5 секунд (рис.4.10). Было выполнено 12 фотоснимков, показывающих изменение положения движущегося состава относительно неподвижной фотокамеры. На рис. 4.11 представлен график перемещения состава, которое измерялось с точностью до 1 мм (0,001 м). На его основании, методом графического дифференцирования, получен график скорости состава (рис.4.12). При этом принят линейный закон движения в данном временном интервале (0,5 сек) и средняя скорость принимается равной отношению величины перемещения к продолжительности интервала. Например, в интервале от 2,5 до 3 секунд средняя скорость равна:
