Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние вопроса и формулировка целей и задач исследования 12
1.1 Современное состояние системы взаимодействия «колесо - рельс» 13
1.2 Анализ недостатков типовой тележки вагона модели 18-100 в кривых участках пути с типовыми колесными парами 16
1.3 Технические решения, обеспечивающие улучшение взаимодействия системы «колесо-рельс»
1.3.1 Лубрикация системы контакта «колесо - рельс» 18
1.3.2 Радиальная установка колесных пар в тележке вагона 20
1.3.3 Применение колесных пар подвижного состава с независимым вращением колес 21
1.3.3.1 Классификация технических решений, обеспечивающих
необходимую разность частоты вращения между колесами в точках контакта с рельсом 27
1.4 Постановка целей и задач исследования 40
2 Разработка предложенной конструкции колесной пары дифференциального исполнения 41
2.1 Предложенная конструкция колесной пары нетягового подвижного состава дифференциального исполнения 41
2.1.1 Сравнительная оценка недостатков и достоинств колесных пар типового и дифференциального исполнения 45
2.2 Определение общих режимов эксплуатации колесной пары 47
2.3 Расчет максимально возможной разности частоты вращения одного колеса относительно другого при движении колесной пары дифференциального исполнения в прямом и кривом участках пути 48
2.4 Определение сил, приходящихся на подшипники, расположенные в оси колесной пары дифференциального исполнения 50
2.5 Выбор подшипников оси дифференциального исполнения, обеспечивающих независимость вращения колес колесной пары, и определение их расчетного ресурса 53
2.5.1 Описание выбранных подшипников, обеспечивающих независимость вращения колес у колесной пары дифференциального исполнения 54
2.5.2 Определение расчетного ресурса и момента трения выбранных подшипников, обеспечивающих независимость вращения колес у колесной пары дифференциального исполнения 57
Выводы по главе 2 59
3 Оценка прочности предложенной оси колесной пары дифференциального исполнения 60
3.1 Выбор критериев оценки прочности оси колесной пары дифференциального исполнения 62
3.2 Аналитическая оценка прочности оси колесной пары дифференциального исполнения 63
3.3 Результаты сравнительной оценки прочности оси колесной пары типового и предложенного дифференциального исполнения 75
Выводы по главе 3 77
4 Исследование движения тележки с колесными парами предложенного дифференциального исполнения в кривых участках пути 78
4.1 Аналитическое исследование движения тележки вагона модели 18-100 с колесными парами дифференциального исполнения в кривой 81
4.1.1 Основные обозначения, исходные данные и режимы работы предложенной колесной пары дифференциального исполнения 84
4.1.2 Состояния колесных пар в кривой 88
4.1.3 Местоположения мгновенного полюса вращения и величина зазоров между гребнями колес и внутренними гранями головок рельс при различных положениях тележки в кривой 92
4.1.4 Радиусы колес в точках контакта колес с рельсами 95
4.1.5 Суммарные продольные и поперечные скорости скольжения в точках контакта колес с рельсами 98
4.1.6 Силы, действующие на надрессорное строение 102
4.1.7 Силы, действующие на отдельную колесную пару 102
4.1.8 Расчет сил девствующих в точках контакта колес с рельсами
4.1.8.1 Определение режима работы колесной пары дифференциального исполнения 106
4.1.8.2 Определение поперечных и продольных сил трения в точках контакта колеса с рельсом 109
4.1.8.3 Контакт колес с рельсами в одной точке 110
4.1.8.4 Двухточечный контакт набегающих колес с рельсами
4.1.8.4.1 Двухточечный контакт набегающего колеса с рельсом при движении предлагаемой колесной пары в типовом режиме 114
4.1.8.4.2 Двухточечный контакт набегающего колеса с рельсом при движении предлагаемой колесной пары в дифференциальном режиме 116
4.1.9 Расчетные схемы движения тележки в кривом участке пути и решение уравнений движения 117
4.2 Выбор критериев оценки эффективности движения тележки вагона в кривой с колесными парами дифференциального исполнения 119
4.3 Результаты сравнительного аналитического исследования движения тележки вагона модели 18-100 с колесными парами типового и предложенного дифференциального исполнения в кривой 122
Выводы по главе 4 129
5 Физическое моделирование движения макета тележки с колесными парами типового и предложенного дифференциального исполнения в кривом участке пути 131
5.1 Стенд модельных исследований движения тележки подвижного состава в кривом участке пути 131
5.1.1 Установление условий подобия 131
5.1.2 Стенд модельных исследований
5.1.2.1 Модель тележки 134
5.1.2.2 Модель колёсной пары 136
5.1.2.3 Модель рельсового пути 140
5.1.3 Измерительная система стенда модельных исследований движения
подвижного состава по рельсовому пути 145
5.1.3.1 Измерительная система модели тележки 146
5.1.3.2 Устройство замера боковых усилий, действующих на наружный рельс 152
5.2 Результаты испытаний движения модели тележки подвижного состава
с колесными парами в типовом и дифференциальном режиме 158
5.2.1 Определение коэффициента трения скольжения в точках контакта колес с рельсами 158
5.2.2 Результаты сравнительных испытаний движения модели тележки подвижного состава с колёсными парами в типовом и дифференциальном режиме 1 5.3 Исследование сил сопротивления движению модели тележки 160
5.4 Технико-экономическая оценка разработанного технического решения по повышению ресурса системы взаимодействия «Колесо-рельс» эффективности от внедрения на вагонах колесной пары дифференциального исполнения ВСЖД филиала ОАО «РЖД» 164
Заключение 172
Список литературы
- Радиальная установка колесных пар в тележке вагона
- Выбор подшипников оси дифференциального исполнения, обеспечивающих независимость вращения колес колесной пары, и определение их расчетного ресурса
- Аналитическая оценка прочности оси колесной пары дифференциального исполнения
- Основные обозначения, исходные данные и режимы работы предложенной колесной пары дифференциального исполнения
Введение к работе
Актуальность работы. Одной из главных и наиболее ресурсоемких проблем, остро стоящих перед железнодорожным транспортом уже более трех десятилетий, является проблема обеспечения устойчивого взаимодействия системы «колесо - рельс». Используемые в настоящее время способы и средства, направленные на уменьшение износа, сосредоточены в основном на двух направлениях: увеличении твердости колес и рельсов и непосредственном нанесении различных смазочных материалов (лубрикация) на поверхности катания в узел взаимодействия колеса и рельса. По результатам анализа выявлено, что применяемые средства подходят к грани своей нормальной эффективности, так как направлены на решение следствий проблемы, а не на устранение причины. В 2014 году затраты компании ОАО «РЖД» на проведение работ по устранению последствий интенсивного износа (обточка, замена колес и рельсов, перекладка рельс с переменой рабочего канта и т. д.), а также на поддержание в работоспособном состоянии и закупку новых средств лубрикации составили 5,7 млрд руб. В соответствии со стратегией развития железнодорожного транспорта до 2030 года (утв. распоряжением Правительства РФ от 17 июня 2008 г. № 877-р) улучшение взаимодействия в системе «колесо - рельс» при разработке подвижного состава нового поколения является одним из основных направлений научных исследований, что подчеркивает актуальность выбранной темы диссертационного исследования.
Степень разработанности темы. Изучение силового и изнашивающего воздействия колес на рельсы представлено в научных трудах таких ученых, как
A. А. Холодецкий, К. Ю. Цеглинский, Н. Е. Жуковский, В. А. Шевалин,
К. П. Королев, В. Б. Медель, X. Хейман, Г. М. Шахунянц, С. М. Андриевский,
С. М. Куценко, О. П. Ершков, Ю. С. Ромен, А. Н. Савоськин, С. В. Вершинский,
B. О. Певзнер, С. М. Захаров, М. Ф. Вериго, А. Я. Коган, В. Г. Григоренко и др.
В данных исследованиях отмечается, что одним из основных факторов, оказы
вающих существенное влияние на повышение износа колес и рельсов при дви
жении в кривых, является продольное проскальзывание колес по рельсам.
Наибольшие возможности по снижению указанного скольжения колес может дать конструктивное совершенствование колесных пар путем устранения жесткой связи между колесами у одной пары. Такие идеи впервые были упомянуты в работах ученых Н. А. Ковалева, X. Хеймана, М. А. Мацура. Испытание подвижного состава со свободновращающимися колесами с получением положительных результатов при движении в кривых проводили А. А. Камаев, Ф. Фредерих, А. И. Беляев, П. Ю. Цыганков.
О. Креттек в своем исследовании выявил: основной недостаток конструкций подвижного состава со свободно вращающимися колесами заключается в том, что они не обладают свойством достаточного «самоцентрирования» при движе-
ний в прямых участках пути. При этом в работах О. Креттека, Р. Жюли, А. Л. Голубенко, А. И. Беляева, П. Ю. Цыганкова предположено и доказано, что для достижения центрирующего эффекта при движении в прямых участках пути колесная пара должна обладать связью между колесами, т. е. иметь некоторое промежуточное решение между свободно вращающимися колесами и колесами с жесткой посадкой на ось. Одним из таких решений является колесная пара дифференциального вращения Л. В. Винника (соавторы Ю. С. Ромен, А. М. Фридберг) - результат значимый, но пока не применимый на практике из-за интенсивного износа внутренней поверхности бандажа и колесного центра. Результаты этих исследований стали научной основой при выполнении диссертационной работы.
Среди последних разработок необходимо отметить разработку колесной пары системы гибкого колеса, предложенную В. В. Шилером, у которой обеспечивается обособление вращения опорной и направляющей поверхностей катания колеса. Несмотря на все попытки совершенствования колесных пар для снижения износа колес и рельсов при движении в кривых участках пути, проблема не имеет законченного решения.
Объектом исследования являются колесные пары нетягового подвижного состава железных дорог.
Предметом исследования являются способы повышения ресурса колес и рельсов, заключающиеся в изменении организации работы ходовых частей нетягового подвижного состава при движении в кривых участках пути.
Целью работы является повышение ресурса колес и рельсов при движении нетягового подвижного состава в кривых участках пути за счет снижения величины продольных сил трения и скоростей скольжения в точках контакта колес с рельсами путем разработки колесных пар дифференциального исполнения.
Для достижения указанной цели поставлены и решены следующие задачи:
выполнен анализ технических решений, направленных на снижение износа колес и рельсов, заключающихся в обеспечении разности частоты вращения колес в конструкции колесной пары при движении в кривых участках пути;
предложен способ повышения ресурса колес и рельсов, заключающийся в применении оси колесной пары дифференциального исполнения, и конструкция для его осуществления;
спроектирована конструкция оси колесной пары дифференциального исполнения и произведена оценка ее работоспособности по предложенной методике в сравнении с осью типового исполнения;
-разработана математическая модель движения двухосной тележки с колесными парами дифференциального исполнения в кривых участках пути;
-разработан учебно-экспериментальный лабораторный стенд для моделирования движения тележки подвижного состава по рельсовому пути;
-проведены исследования по математической модели и на лабораторном стенде движения тележки с колесными парами типового и дифференциального исполнения.
Научная новизна диссертационной работы:
-разработан новый способ повышения ресурса колес и рельсов, заключающийся в применении оси колесной пары дифференциального исполнения, отличающейся тем, что предложенная ось состоит из двух вложенных друг в друга полуосей с заданной между ними упруго-фрикционной связью и возможностью осевого проворота друг относительно друга, что обеспечивает необходимую разность частоты вращения колес при возникновении докритиче-ских (по условию скольжения) продольных сил;
-разработана новая методика оценки работоспособности предложенной оси дифференциального исполнения, отличающаяся тем, что конструкция оси представляет собой две вложенные одна в другую полуоси с возможностью осевого проворота друг относительно друга, включающая в себя оценку усталостной прочности конструкции и аналитические выражения выбора и расчета подшипников в оси дифференциального исполнения;
- разработана уточненная математическая модель движения двухосной те
лежки подвижного состава в кривых участках пути, отличающаяся учетом уп
руго-фрикционной связи, разности частот вращения между колесами и двухто
чечным контактом набегающих колес на рельс, а также условия перехода от со
вместного вращения колес к дифференциальному.
Практическая ценность и реализация результатов работы:
разработан эскизный проект новой конструкции колесной пары нетягового подвижного состава с упруго-фрикционной связью между колесами, обеспечивающей снижение горизонтальных усилий, сил трения и скоростей скольжения в точках контакта колес с рельсами, а также экономию топливо-энергетических ресурсов при прохождении кривых участков пути;
разработан на языке программирования Delphi программный комплекс по расчету вписывания двухосной тележки подвижного состава в кривую, позволяющий производить оценку параметров движения эксплуатируемых и перспективных ходовых частей подвижного состава;
реализованная в расчетном пакете Mathcad методика оценки работоспособности предложенной оси дифференциального исполнения позволяет значительно сократить время расчета конструкции оси для различных осевых нагрузок;
-разработан учебно-экспериментальный лабораторный стенд, который за счет цифровых автономной измерительной системы тележки и устройства замера горизонтальных усилий позволяет на стадии проектирования по физической модели в масштабе оценить движение подвижного состава и произвести выбор безопасных и ресурсосберегающих конструкции ходовых частей подвижного состава.
Методы исследований. Исследование основано на теоретическом анализе и обобщении научной литературы, классификации технических решений, применении основных положений теоретической механики, методов трехмерного моделирования, математического моделирования, численных методов, метода последовательных приближений, теории механического подобия. Исследования проводились на математической модели, реализованной в виде программы для ЭВМ, и на физической модели. Конструирование технических решений выполнено в Компас 3D.
Основные положения, выносимые на защиту:
новый способ повышения ресурса колес и рельсов, заключающийся в применении предложенной оси колесной пары дифференциального исполнения;
методика оценки работоспособности оси дифференциального исполнения;
математическая модель движения двухосной тележки подвижного состава с предложенными колесными парами в кривых участках пути;
результаты сравнительных исследований движения тележки подвижного состава в кривых участках пути с колесными парами в типовом и предложенном дифференциальном исполнении.
Достоверность научных положений и результатов. Достоверность теоретических представлений подтверждается результатами, полученными при математическом моделировании, и совпадением их с экспериментальными данными на лабораторном стенде.
Апробация работы. Основные положения работы и результаты исследований докладывались и обсуждались: на межвузовских научно-практических конференциях «Развитие транспортной инфраструктуры - основа роста экономики Забайкальского края», 12-15 сентября 2008 г., «Проблемы трансферта современных технологий в экономику Забайкалья и железнодорожный транспорт», 13-14 октября 2011 г., ЗабИЖТ, Чита; на общесетевом слете молодежи ОАО «РЖД» в рамках конкурса инновационных проектов «Новое звено 2010 и 2011», Москва, соответственно 22-26 сентября 2010 г. и 7-14 сентября 2011 г.; на региональной выставке научно-технического творчества молодежи «НТТМ-2011», Иркутск, 21-22 апреля 2011 г.; на Всероссийской научно-технической конференции с международным участием ОМГУПС «Технологическое обеспечение ремонта и повышение динамических качеств железнодорожного подвижного состава», Омск, 10-11 ноября 2011 г.; на заседании кафедры «Электроподвижной состав» Дальневосточного государственного университета путей сообщения, Хабаровск, 7 декабря 2011 г.; на собрании инженерно-технических работников Иркутского завода тяжелого машиностроения, Иркутск, 27 ноября 2015 г., заседаниях кафедры «Электроподвижной состав» Иркутского государственного университета путей сообщения, Иркутск, 2009, 2015 гг.).
Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 18 печатных трудах, из них четыре статьи опубликованы в ведущих научных рецензируемых журналах и изданиях перечня ВАК РФ, получено четыре патента на изобретение, один на полезную модель, два свидетельства о регистрации программного обеспечения.
Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, выводов, библиографического списка из 147 наименований и содержит 173 страницы основного текста, 27 таблиц и 51 рисунок.
Радиальная установка колесных пар в тележке вагона
В настоящее время технология нанесения смазывающего материала в зону контакта пары «колесо – рельс» в кривых участках пути предусматривается тремя направлениями: применением передвижных рельсосмазывателей, стационарных путевых лубрикаторов и индивидуальных гребнесмазывателей. На 2011 год на сети российских железных дорогах для обработки смазочными композициями боковой поверхности наружного рельса в кривой для защиты всех набегающих на рельс колес проходящего подвижного состава применялись 302 ед. рельсосмазывателя в виде локомотивов и дрезин, оборудованных рельсосмазывающими установками типа РС-2 и РСМ-1, разработанные соответственно ВНИИЖТом и ВНИКТИ. При этом на тот момент большая часть (47 %) эксплуатируемого парка передвижных рельсосмазывателей на базе дрезин РСМ-1 и электровозов ВЛ60ПК отработала установленный срок эксплуатации. Сложившееся положение потребовало разработки новых многофункциональных передвижных рельсосмазывателей (вагонов-рельсосмазывателей ВРС), способных наносить смазку на рельсы в составе грузовых или пассажирских поездов на участках с высоким наполнением графика движения [9]. Вагоны-рельсосмазыватели (ВРС) переоборудованы на базе разных типов вагонов и укомплектованы рельсосмазывающими установками. В 2011 году применялось 19 вагонов рельсосмазывателей, что составляло 6 % от общего числа применяемых рельсосмазывателей. В среднем за 2011 год на сети железных дорог передвижными рельсосмазывателями выполнялось более 45 тыс. поездок и смазывалось 15 млн км рельсов, на что расходовалось более 2,5 тыс. тонн смазочных материалов, что составляет более 8 тонн смазки на один рельсосмазыватель.
Для защиты стрелочных переводов и кривых участков пути на сети железных дорог на 2011 г. было установлено 6143 напольных путевых лубрикаторов, из которых 3719 установлены в горловинах станции перед стрелочными переводами, остальные – на главных путях в круговых кривых. От общего количества лубрикаторы типа СПР-02 и СПР-02-04 составляют 71 % (4387 шт.), оставшиеся лубрикаторы – устаревшей конструкции типа РС-05. В среднем годовой расход смазки напольными рельсосмазывателями составляет 290 тонн.
За 2011–2014 гг. на сеть железных дорог в рамках реализации мероприятий ресурсосбережения только в систему лубрикации инвестировано порядка 2,8 млрд руб., при этом годовые затраты на поддержание применяемых средств лубрикации в работоспособном состоянии составляют 2,2 млрд руб.
По состоянию на 2014 год по сети дорог ОАО «РЖД» было смазано 16,4 млн км рельсов. С 2011 г. по 2014 г. количество локомотивов-рельсосмазывателей сократилось на 42 % и сейчас составляет 175 ед., удельные годовые затраты на них составляют 3,6 млн руб./ед. При этом количество вагонов-рельсосмазывателей увеличилось более чем в четыре раза и сейчас составляет 82 ед. с удельными годовыми затратами 11,97 млн руб./ед. Количество путевых лубрикаторов увеличилось на 43 % и на данный момент составляет 8787 шт. с удельными затратами 36 тыс. руб./ед.
Технические решения лубрикации в первую очередь направлены на следствие проблемы. На основании графика, представленного на рисунке 1.4, несложно предположить, что с насыщением сети дорог данными техническими средствами неизбежно настанет предел нормальной эффективности их работы. Впоследствии приоритетом решения поставленной задачи является совершенствование экипажных частей подвижного состава и конструкции пути.
Вместе с тем применение гребне- и рельсосмазывателей сопряжено с немалыми трудностями: - в кривых радиусом менее 500 м недостаточно проходов локомотивов-рельсосмазывателей. Увеличить количество проходов рельсосмазывателя на некоторых участках не представляется возможным из-за предельного количества пар поездов на участке; - невозможность или сложность подъезда автотранспорта к кривым участкам не дает возможности обслуживать лубрикаторы, требуются дополнительные затраты и нитки в графике на СПС; - применение «подпесочивания» в режиме тяги локомотива для увеличения коэффициента сцепления колес с рельсами исключает использование лубрикаторов в кривых; - применение лубрикаторов требует их частого технического обслуживания; - невозможность эксплуатации новых лубрикаторов СПР-02 в условиях низких температур [10]; - загрязнение окружающей среды тысячами тонн смазочных материалов.
На основании анализа (глава 1.1) выявлено, что использование средств лубрикации подходит к грани нормальной эффективности. Этот метод направлен на устранение следствий проблемы, а не причины, поэтому решить проблему радикально не представляется возможным, что требует новых технических решений, кардинально меняющих организацию работ ходовых частей вагона.
Проблема обеспечения оптимального взаимодействия также решается путем создания условий, исключающих перекосную установку колесных пар в кривых участках пути на основе применения специальных конструктивных решений для управления колесными парами [11]. Суть устройства управляемого вписывания заключается в принудительной установке осей колесных пар экипажей в радиальное положение при прохождении кривых. У тележек с радиальной установкой осей колесных пар углы набегания колеса на рельс при движении в кривых близки к нулю. Тем самым обеспечиваются оптимальные условия силового взаимодействия колес с рельсами. В литературе конструкции таких тележек подразделяют на три типа [12, 13]:
Выбор подшипников оси дифференциального исполнения, обеспечивающих независимость вращения колес колесной пары, и определение их расчетного ресурса
Наиболее оптимальными подшипниками скольжения, в наибольшей степени удовлетворяющими требованиям, предъявляемым для использования в конструкции оси колесной пары дифференциального исполнения, являются стандартизированные сферические подшипники скольжения фирмы SKF [100, 101]. При разработке конструкции оси колесной пары дифференциального исполнения применены необслуживаемые радиальные и упорные подшипники скольжения с контактом трущихся поверхностей сталь и стекловолокно из армированного пластика фирмы SKF, общий вид которых представлен на рисунке 2.4. Подшипники скольжения рассчитаны на допустимый диапазон рабочих температур от –55 С до +75 С и в течение кратких периодов на работу при температуре до +110 С.
Скользящий контакт поверхностей подшипников представляет собой комбинацию стали и PTFE1-FRP2. Внешнее кольцо изготовлено из закаленной стали, его внутренняя вогнутая сферическая поверхность покрыта оболочкой из армированного стекловолокна полимера (FRP), содержащего PTFE. Оболочка PTFE-FRP имеет высокую несущую способность, устойчива к износу и относительно нечувствительна к загрязнению. Внутреннее кольцо изготавливают из хромированной углеродистой стали, впоследствии подвергают закалке и шлифовке. В результате трущиеся поверхности подшипников имеют низкий коэффициент трения относительно друг друга и требуют минимального технического обслуживания. Выражение «Поставил и забыл» относится к большинству сферических подшипников скольжения фирмы SKF, так как они являются необслуживаемыми. На заводе при изготовлении подшипник подвергается смазыванию на весь срок его службы. По данным производителя, ресурс данных подшипников скольжения может быть удвоен, если производить начальное и периодическое смазывание подшипников в эксплуатации.
Радиальные сферические подшипники серии GEP..FS состоят из двух колец (рисунок 2.4, а): внутреннего с выпуклой наружной сферической поверхностью и наружного соответственно с вогнутой внутренней сферической поверхностью.
Конструкция данных подшипников делает их особенно подходящими для подшипниковых узлов, где необходимо выравнивание движения между валом и корпусом или где колеблющиеся либо периодически наклоняющиеся или поворотные движения должны быть компенсированы при относительно медленных частотах вращения полуосей колесной пары дифференциального исполнения.
Диапазон рабочих температур – от –60 С до +270 С. 2 FRP – полимерный материал, армированный тканями, слоями, прядями или другими формами волокнистых наполнителей. GX..F (рисунок 2.4, б) предназначен для восприятия осевой нагрузки, хотя в определенной степени может быть применена и комбинированная нагрузка. При этом радиальная составляющая не должна превышать 50 % от одновременно действующей осевой нагрузки. Для повышения защиты от коррозии, а также для уплотнения рекомендуется при монтаже заполнить пространство, окружающее подшипник, смазкой на базе лития, что увеличит срок службы подшипника. Монтаж шайб подшипника может быть произведен раздельно. Для возможности смазывания подшипники скольжения серии GEP .. FS имеют радиальную проточку внешнего кольца. Наружное кольцо подшипников данной серии изготавливают повышенной ширины по сравнению с другими сериями, в результате чего они воспринимают большие осевые нагрузки, что приводит к меньшим возможным углам наклона. Рисунок 2.5 – Основные геометрические размеры сферических подшипников скольжения, примененных в оси колесной пары дифференциального исполнения: а) необслуживаемый радиальный подшипник серии GEP 200 FS; б) необслуживаемый упорный подшипник серии GX60 F; в) необслуживаемый радиальный подшипник серии GEP100 FS Основные геометрические размеры и параметры выбранных сферических подшипников скольжения SKF для применения в оси дифференциального исполнения представлены соответственно на рисунке 2.5 и в таблице 2.4.
Для подтверждения правильности выбора подшипников в оси дифференциального исполнения необходимо определить их расчетный ресурс для найденных ранее частот вращения и сил, приходящихся на них при движении в прямом и кривом участках пути в груженом и порожнем состоянии. Расчет усложняется жесткими условиями эксплуатации колесных пар.
Методика определения расчетного ресурса сферических подшипников скольжения SFK представлена на официальном сайте компании и в методическом обеспечении [100, 101]. В первом приближении определение расчетного ресурса подшипника ограничивается коэффициентом, зависящим от отношения номинальной динамической грузоподъемности подшипника к его эквивалентной динамической нагрузке. Далее для общих режимов работы подшипника проверяется возможность его использования при фактической удельной нагрузке и скоростей скольжения его контактных поверхностей, после чего производится расчет его ресурса.
Подшипник GEP 200 FS, установленный в наружном подшипниковом узле оси колесной пары дифференциального исполнения, в процессе эксплуатации воспринимает комбинированную нагрузку, которая состоит из постоянно действующей радиальной нагрузки и периодически появляющейся при входе подвижного состава в кривой участок пути осевой нагрузки. При движении подвижного состава колесная пара вращается вокруг своей оси, при этом действие осевой и радиальной нагрузок постоянно изменяет свое направление по кругу периметра подшипника так, что непрерывно нагружаются одни и разгружаются другие части подшипника. Также при прохождении неровностей пути на подшипник действует динамическая нагрузка.
Во внутреннем подшипниковом узле оси колесной пары дифференциального исполнения ввиду ограниченности размера оси колесной пары в радиальном направлении установлены радиальный GEP 100 FS и упорный GX 60 F подшипники. Подшипник GEP 100 FS воспринимает радиальную нагрузку, в упорный подшипник GX 60 F воспринимает осевую нагрузку. При прохождении неровностей пути на подшипники также действует динамическая нагрузка.
Трение в сферических подшипниках скольжения зависит от контакта скользящих поверхностей, удельной нагрузки и скорости скольжения, а также множества других не зависящих друг от друга факторов, что представляет трудность при определении его точных значений. В период приработки подшипника значение коэффициента трения выше, чем в процессе дальнейшей эксплуатации. Также установлено, что коэффициент трения снижается с увеличением удельной нагрузки. При постоянной удельной нагрузке значение коэффициента трения достигает своего минимума, как только вещество PTFE из скользящего слоя попадает на поверхность скольжения колец подшипника.
Аналитическая оценка прочности оси колесной пары дифференциального исполнения
Следующим этапом является определение положения тележки в кривой и величины зазоров между гребнями колес и внутренними гранями головок рельс, в соответствии с блоком № 3 алгоритма, представленного на рисунке 4.2.
Величина суммарного зазора между гребнем колеса и головкой рельса на одной колесной паре является комплексным параметром, зависящим от геометрических размеров системы «колесо – рельс», и может изменяться в широких пределах (754 мм). При этом основные размеры колесных пар даже под одним подвижным составом, как правило, отличаются друг от друга из-за величины допусков, заложенных при изготовлении, и неравномерного износа в процессе эксплуатации, все это напрямую влияет на характер движения и положение тележки в кривой.
В результате при проведении расчетов вписывания подвижного состава в кривые участки пути необходимо учитывать реальные размеры рельсовой колеи и каждой колесной пары, находящейся в составе тележки. Рассмотрим необходимые для расчета размеры колесной пары и рельсового пути в кривой (рисунок 4.5).
Когда геометрический центр оси окп колесной пары совпадает с осью пути (за ось пути принимают продольную линию, проходящую посередине между рельсовыми нитками колеи [123]), между гребнями колес и рельсами образуются зазоры i и i, которые можно определить по следующим формулам: i = (Hp–HМБi)/2–G i, i = (Hp–HМБi)/2–G i. (4.2) При поперечном смещении колесной пары на величину yi = i до касания гребня колеса наружного в кривой рельса суммарный зазор 2i между гребнем колеса и внутренним в кривой рельсом определяется как разность ширины рельсовой НР и колесной колеи HККi по формуле 251=5 1+5"1 = НР-HККi. (4.3) где HККi = НМБi + G i + G \ - ширина колесной колеи, расстояние между гребнями колес у колесной пары.
В связи с возможностью поперечного перемещения колесных пар в рельсовой колее на величину суммарного зазора 2І двухосная тележка в кривой может находиться в трех положениях: наибольшего перекоса, свободной установки и хордового положения (рисунок 4.6).
Принимаем, что тележка имеет жесткую прямоугольную форму. При этом отрезок АВ, соединяющий центры осей колесных пар под углом 90, образует продольную линию тележки длиной 2 а.
Положение наибольшего перекоса характеризуется тем, что первая по ходу колесная пара гребнем колеса набегает на наружный рельс в точке () А , а вторая колесная пара набегает на внутренний рельс в точке () B , как показано на схеме (а) рисунка 4.6. Между гребнем внутреннего колеса первой по ходу движения и гребнем наружного колеса второй по ходу движения колесных пар и рельсами соответственно образуются максимальные суммарные зазоры 281 и 282, при этом центры колесных пар А и В соответственно смещаются наружу и внутрь рельсовой колеи относительно оси пути на 1 и 2. Для местонахождения расстояния Х1НП от первой по ходу движения колесной пары до мгновенного полюса вращения рассмотрим два прямоугольных треугольника АОк и ВОк, у которых катет Ок является общим. В результате получим следующую формулу:
Положение хордовой установки при движении в кривой возникает, когда тележка гребнями наружных колес в точках А и В прижимается к наружному рельсу, как показано на схеме (в) рисунка 4.6. Между гребнями внутренних в кривой колес у тележки образуются максимальные суммарные зазоры 281 и 282, а центры колесных пар А и В соответственно смещаются наружу рельсовой колеи относительно оси пути соответственно на 1 и 2, в результате чего продольная ось тележки представится в виде хорды АВ, соединяющей две точки наружной рельсовой нити. Определение расстояния Х1ХП производится так же, как для положения наибольшего перекоса: Х = + а (4.5) Тележка занимает положение свободной установки, когда гребень наружного колеса первой по ходу движения колесной пары набегает на наружный рельс в точке А , а гребни второй по ходу движения колесной пары не касаются рельс, согласно схеме (б) рисунка 4.6. Между гребнем внутреннего колеса и рельсом первой по ходу движения колесной пары образуется максимальный суммарный зазор 28,. Между гребнями колес второй по ходу движения колесной пары и рельсовыми нитями образуются соответственно зазоры 5"2в и 5 2н, при этом центр второй колесной пары смещается относительно центрального положения на величину y2. Путем рассмотрения прямоугольных треугольников АОк и ВОк найдем поперечное смещение центра второй колесной пары у2. С учетом того, что у\ является ничтожно малой величиной в сравнении с другими слагаемыми, получим
После определения местоположения мгновенного полюса вращения тележки и зазоров между гребнями колес рассмотрим изменение радиусов колес в точках контакта колеса с рельсом при смещении центра колесной пары относительно оси пути, в соответствии с блоком № 4 алгоритма расчета, представленного на рисунке 4.2. Когда колесная пара занимает среднее положение (центр колесной пары совпадает с осью пути), радиусы колес в точках контакта соответственно составляют r ki и r ki. При поперечном смещении колесной пары на величину yi , как показано на рисунке 4.7, изменение радиусов круга катания наружного и внутреннего колес у колесной пары будет составлять J rV = r kl +ArV = r kl +yt tgaV r,,i=r,,ki-ArMi=rMkl-y1gaMi (4.8) где+ArV, - Ar" - изменение радиусов колес в точке контакта колес с рельсами.
При дальнейшем поперечном смещении колесной пары на величину у;=8 ; (рисунок 4.7) наружное колесо набегает на наружный рельс и касается его выкружкой гребня бандажа в некоторой точке Аг. В результате дальнейший контакт колеса с рельсом будет происходить в двух точках А и Аг соответственно по поверхности катания и по гребню с радиусами r пi и r гi. Радиусы колес r пi и r І в точках контакта А и В по поверхности катания колеса определяются следующим образом:
Основные обозначения, исходные данные и режимы работы предложенной колесной пары дифференциального исполнения
В процессе проектирования перед измерительной системой стенда были поставлены следующие требования: - должна быть автономной и цифровой с возможностью участия одного исследователя для снижения трудозатрат при проведении экспериментов; - работа датчиков по замеру параметров движения должна быть основана на бесконтактном принципе действия для исключения дополнительных сопротивлений движению модели тележки по рельсовому пути; - передача данных от измерительной системы на персональный компьютер должна обеспечиваться в форме, удобной для работы в современных офисных пакетах, для снижения трудозатрат при обработке данных результата эксперимента.
Измерительная система стенда должна фиксировать следующие параметры движения модели тележки: - частоту вращения каждого колеса колесных пар, об/мин; - длину пройденного пути макетом тележки, мм; - виброускорение макета тележки подвижного состава в продольном и поперечном направлениях рельсового пути, м/с2; - видеосъемку каждого контакта колеса с рельсом; - боковое усилие колес на наружный рельс, Н. Измерительная система стенда модельных исследований движения подвижного состава по рельсовому пути выполнена из следующих частей: - мобильной измерительной системы, смонтированной непосредственно на модели тележки; - стационарной, установленной на модели рельсового пути в виде устройства замера боковых усилий, действующих со стороны колес на наружный рельс кривой.
Измерительная система модели тележки состоит из системы видеосъемки, регистрирующей взаимодействие каждого колеса с рельсом, и непосредственной системы измерения параметров тележки во время движения.
В соответствии с рисунком 5.10, система измерения параметров тележки во время движения оборудована тремя типами измерительных датчиков: – мехатронные подшипники качения 2 SKF типа BMB-6202/032S2/UB108A, установленные в буксовые узлы колесных пар, предназначенные для измерения частоты вращения, направления вращения (точность измерения 128 импульсов за один оборот, грузоподъемность 3,75 кН); – фотоэлектрический датчик 3 Omron E3F2-DS30C4, предназначенный для 147 измерения длины пройденного пути (частота переключения 400 Гц). Измерение длины пройденного тележкой пути при проведении одного испытания производится путем подсчета количества переключений, для этого на модели рельсового пути уложена разметка в виде чередующихся черных и белых полос (ширина одной полосы 25 мм), как показано на рисунке 5.16; – двухосный акселерометр (вибродатчик) 4 ADXL320, предназначенный для замера вибраций и ускорений рамы тележки вдоль и поперек рельсового пути (частота среза 2500 Гц, размещающая способность на частоте 60 Гц 0,002g).
Система измерения параметров тележки во время движения состоит из блока управления 5 и аккумуляторного блока 7, связанных между собой посредством проводов, проложенных через кабель-канал 6, как показано на рисунке 5.10. Мехатронные подшипники через разъемы 10 последовательного порта подключаются к блоку управления. К корпусу аккумуляторного блока 7 крепится фотоэлектрический датчик 3 и вибродатчик 4, а также произведен вывод гнезда для подключения штекера заряда аккумулятора и имеется выключатель 9 для включения и отключения измерительной системы модели тележки. Связь измерительной системы с персональным компьютером обеспечивается через USB-разъем 11. Основные блоки измерительной системы и измерительные датчики получают питание непосредственно с аккумулятора напряжением 12В, установленного в аккумуляторном блоке, или с источника питания, установленного в блоке управления, как показано на функциональной схеме рисунка 5.11. Источник питания представляет собой импульсный обратноходовой источник питания с входным напряжением плюс 12 В и выходными напряжениями плюс 5 В (3,3 В), минус 5 В (3,3 В). За счет аккумулятора работа измерительной системы не зависит от внешних источников питания и является автономной (8 часов).
Центром измерительной системы является блок преобразования входных сигналов с микроконтроллером ADuC842, который предназначен для аналого-цифрового преобразования сигналов с датчиков, для их проверки и калибровки. В качестве средства для разработки и отладки используется программируемая логическая интегральная схема (ПЛИС), которая реализована на микросхеме LDM-XC9536XL-VQ44. На лицевую сторону блока управления выведена индикация (напрямую связанная с ПЛИС), которая предназначена для отображения номера следующего измерения и режима работы измерительной системы. В процессе движения модели тележки при работе измерительной системы сигналы с датчиков Д1–Д6 для преобразования поступают на блок управления в микроконтроллер АDuC842. После преобразования цифровые данные записываются в блок памяти (флэш-памяти). В качестве внешней микросхемы памяти применена NAND FLASH объемом 512 Мб фирмы Samsung. Объема памяти достаточно для записи более двадцати экспериментов продолжительностью чуть более двух с половиной минут каждый. При необходимости считать информацию о параметрах движения тележки на персональный компьютер с флэш-памяти к USB-выводу на блоке управления подключается шнур, как показано на рисунке 5.12.
Для передачи данных от модели тележки к персональному компьютеру используется программная эмуляция интерфейса RS-232 при физическом соединении через интерфейс USB. Данные представляются в шестнадцатеричной системе счисления в виде специальным образом организованной матрицы. Для перевода таких данных в значения исследуемых физических величин требуется их предварительная обработка. Информацию такого формата достаточно сложно использовать непосредственно, поэтому для работы со стендом было разработано специальное программное обеспечение [133], основные результативные окна которого, по результатам одного исследования, представлены на рисунке 5.13.