Содержание к диссертации
Введение
1 Анализ априорной информации и формулировка задачи ис следования 6
1.1 Особенности торможения отцепов на сортировочных горках 6
1.2 Триботехнические принципы и методы создания фрикционных систем 19
1.3 Цель и задачи исследования 30
2 Определение условий снижения износа поверхности ката ния колёс при горочных операциях с применением тор мозного башмака .32
2.1 Теоретическое исследование процесса движения подбаш-маченной колёсной пары юзом .32
2.2 Исследования колес, изъятых из эксплуатации вследствие наличия тормозных повреждений .40
2.3 Теоретическое исследование температурного режима три-боконакта колесо-рельс при движении юзом .46
2.4 Разработка фрикционного регулятора износа колёсных пар .52
2.4.1 Нулевой этап. Выбор и анализ прототипа 52
2.4.2 Первый этап. Анализ противоползунной системы ППС-1 -56
2.4.3 Второй этап. Анализ противоползунной системы ППС-2 .57
2.4.4 Третий этап. Анализ противоползунной системы ППС-3 58
2.4.5 Определение рабочего варианта противоползунной системы 59
2.5 Выводы 62
3 Определение параметров рабочего модуля противоползунной системы 64
3.1 Выбор параметров, определяющих условия минимизации работы силы трения, создаваемой рабочим органом ППС 64
3.1.1 Теоретические основы геометрической оптимизации фрикционного контакта 64
3.1.2 Определение рациональной геометрии фрикционного контакта колесо-шина ППС 67
3 2 Составление функциональной модели трибосистемы подбашмаченная пара-ППС 83
3.3 Особенности процесса фрикционного контакта колесо-шина 89
3.4 Выводы .92
4 Экспериментальное определение параметров ППС 93
4 1 Методика определения триботехнических и трибоспектральных характеристик на основе модельного эксперимента 93
4 2 Экспериментальное определение триботехнических и трибоспектральных характеристик противоползунной системы 104
4 .2.1 Определение параметров трибосистемы полоз тормозного башмака-рельс ] 04
4 2 2 Определение параметров трибосистемы колесо-полоз тормозного башмака .108
4 2 3 Определение параметров трибосистемы колесо-колодка тормозного башмака - 111
4.2.4 Определение параметров трибосистемы колесо-рельс 115
4.2.5 Определение параметров, описывающих трибосистемы тормозной балки .119
4.2.6 Расчет баланса работ сил трения трибосистемы подбашмаченная колёсная пара-ГШС в зависимости от типа движения 122
4.2.7 Трибочастотная адаптация противоползунного модуля по параметрам системообразующего фрикционного узла 125
4.2.8 Определение температуры колеса при движении юзом 138
4.3 Анализ результатов 139
4.4 Выводы 146
5 Реализация проекта противоползунной системы 148
5.1 Противоползунная система с модулями балочного типа 148
5.1.1 Параметры модуля ППС-ЗМ 148
5.1.2 Эксплуатационные испытания 150
5.1.3 Проект противоползунной системы с модулями балочного типа 151
5.2 Противоползунная система с модулями клинового типа 157
5.3 Расчет экономического эффекта 159
5.4 Выводы 161
6 Основные выводы 162
Литература 165
Приложения 177
- Триботехнические принципы и методы создания фрикционных систем
- Исследования колес, изъятых из эксплуатации вследствие наличия тормозных повреждений
- Составление функциональной модели трибосистемы подбашмаченная пара-ППС
- Экспериментальное определение триботехнических и трибоспектральных характеристик противоползунной системы
Введение к работе
Для России железнодорожный транспорт имеет одно из ключевых значений, так как является основной транспортной артерией, соединяющей все её регионы, и эффективная работа дороги во многом определяет состояние экономики страны [2,50,59,73]. Сама же эффективность работы железнодорожного транспорта во многом связана с увеличением скоростей движения и объемов грузоперевозок, а также с повышением надёжности нового и обеспечением долговечности существующего подвижного состава [16,17,24,61,66].
Одним из факторов, влияющих на долговечность существующих экипажей и интенсивность грузооборота, является сокращение времени и повышение сохранности вагонов при сортировочных процессах. В настоящее время роспуск составов на горках малой мощности при использовании башмачного торможения вагонов ведёт к термомеханическим повреждениям поверхности катания колес которые, с одной стороны, ведут к простою вагонов на время замены колесных пар, а с другой стороны - к затратам на восстановление или изготовление новых колес.
Таким образом, для повышения долговечности колёсных пар и снижения эксплуатационных расходов от простоя грузовых вагонов на ревизии необходимо разработать простую и экономически эффективную технологию предупреждения термомеханических повреждений поверхности катания колес путем управления параметрами фрикционного контакта рельс-колесная пара при движении юзом и адаптировать её к параметрам системы экипаж-путь в условиях горочных процессов. Для достижения поставленной цели в настоящей работе были решены следующие основные задачи:
выполнен анализ существующей проблемы, поставлена задача исследования и произведен обзор и выбор метода её решения (гл. 1); составлена функциональная модель движения колесной пары юзом и проведен анализ параметров, определяющих образование односторонних ползунов. Исследовано влияние размера односторонних ползунов на характер разрушения поверхности катания колес и определён допустимый размер, не приводящий к разрушению поверхности катания. На основании выполненного исследования температурного режима фрикционного контакта колесо-рельс установлена допустимая длина юза, не приводящая к изменениям свойств металла поверхности колеса; разработана принципиальная схема фрикционного регулятора износа поверхности катания колёсных пар и определен допустимый интервал движения юзом (гл. 2);
согласно поставленной задаче, выполнено совмещение параметров синтезируемого фрикционного регулятора с параметрами системы экипаж-путь в условиях горочных процессов. Исследованы особенности контакта колеса с шиной и составлена функциональная модель фрикционного регулятора (гл. 3);
выбраны и обоснованны методики моделирования, выбраны машины трения и проведено экспериментальное определение параметров функциональной модели системы подбашмаченная колесная пара-фрикционный регулятор износа. Выполнена трибочастотная адаптация динамических и триботехнических характеристик фрикционного регулятора (гл. 4);
на основе полученных результатов разработан проект противоползун-ной системы (состоящей из комплекса регуляторов износа), предупреждающей термомеханические повреждения в трибосистеме колесо-рельс подбашмаченных колесных пар при горочных операциях на сортировочных горках малой мощности, и проведены эксплуатационные испытания регуляторов износа балочного типа, подтвердившие все заявленные технические характеристики (гл. 5).
Триботехнические принципы и методы создания фрикционных систем
Как известно, уже со второй половины XX века надежность, экономичность и экологичность машин, приборов, аппаратов, тягово-транспортных средств и технологического оборудования начали определяться в основном не показателями прочности, а трибологическими показателями узлов и деталей, работающих с трением. В XXI веке, безусловно, роль трибологических показателей возрастет еще больше, поэтому трибологические явления должны учитываться при проектировании и эксплуатации машин и механизмов [21,62,71,82,72].
При разработке фрикционных механических систем (ФМС) различных классов и назначения, практически всегда стоят две противоречивые задачи [72]: новая конструкция должна быть надежной, экономичной, т.е. не допускать излишних энергетических затрат, экологически безопасной и по долговечности не вызывать преждевременных ремонтов машины; узлы трения не должны быть источником дополнительных повышенных расходов при изготовлении и эксплуатации, обеспечивая тем самым хорошую конкурентоспособность машин и механизмов.
При проектировании, следует учитывать опыт, который обобщает теория конструктивной износостойкости (В.Ф. Лоренц, М.М. Тененбаум и др.), предусматривающая получение и исследование законов динамики изнашивания узлов трения и рабочих органов машин в зависимости от конструктивного оформления и условий работы [21,71,72]. Например, от конструктивного оформления также зависит распределение давлений на контактирующих поверхностях, поэтому приходится оценивать поведение материала как при максимальных, так и при минимальных значениях давления [21,62,71,72,82]. Также необходимо выполнять применительно к конкретной конструкции силовой анализ, в результате которого должны быть достаточно достоверно определены не только силы и точки их приложения, но и значения возникающих дополнительных моментов [71,72]. Согласно общим рекомендациям ведущих специалистов в области трения и износа (А.В. Чичинадзе, Э.Д. Браун, Н.А. Буше, Ю.А. Евдокимов, И.А. Буяновский, И.Г. Горячева, СМ. Захаров, Ю.М. Лужнов, П.И. Орлов, Д.Н. Гаркунов, М.Н. Добычин, И.В. Крагельский), проектирование фрикционных механических систем, в общем виде, должно следовать следующим основным этапам: - оценка и выбор принципиальной схемы фрикционной механической системы с точки зрения её влияния на износостойкость и надежность машины в целом; - назначение размеров и конфигурации деталей с целью уменьшения общих и местных перегрузок; - выбор материалов и сочетания их в парах трения с целью воспроизведения заданных фрикционных характеристик на основе принципа совместимости; - геометрическая оптимизация схемы трибосопряжения для нахождения рациональных значений скорости изнашивания и мощности трения; - обеспечение эксплуатационной технологичности конструкции; - защита трущихся поверхностей деталей и узлов от возможных аварийных повреждений при эксплуатации в заданных условиях; - увеличение экономического эффекта, определяемого в первую очередь полезной отдачей фрикционной механической системы, ее долговечностью и эксплуатационными расходами за весь период ее использования. При этом основная задача синтеза формулируется [99,100] как процесс воспроизведения заданных функциональных параметров фт в функциональные параметры фі синтезируемой механической системы. Точное воспроизведение параметров фт и фі не всегда возможно по причинам несоответствия научно-исследовательского и конструкторско-технологического уровня уровню решаемой задачи. По указанным причинам существует отклонение Аф воспроизводимой функции от заданной: минимизация которого зависит от эффективности всего комплекса методов синтеза и определяется выполнением условия
При разработке фрикционных систем (ФС) выполнение этого условия осуществляется путем реализации следующих десяти основных взаимосвязанных этапов [11,96]:
1. По справочным данным подбирают наиболее износостойкий материал контртела (сопротивление изнашиванию пропорционально этому критерию).
Таким образом, разработка ФС в настоящее время выполняется после разработки чертежей общего вида и проработки основных узлов [11,21,72,95,96].
Одним из основных показателей качества механической системы является надежность, которая характеризует ее конструкцию в условиях эксплуатации [12,71,77,81,83]. Надежность закладывается на стадии проектирования, допущенные при этом принципиальные просчеты не могут быть компенсированы на стадии производства и приводят к снижению эффективности объекта в эксплуатации.
Создание новых изделий осуществляется в условиях неопределённости, уровень которой особенно высок на ранних стадиях проектирования, которые характеризуются большим числом различных предположений и чрезвычайно малым числом подтверждений этих предположений [9,44,63,71,100]. Для минимизации вероятности таких просчетов особое внимание уделяется начальному периоду проектирования - поиску принципа работы, схемы, структуры, вариантов конструкции. Реализация такого подхода особенно актуальна для эффективного решения задач синтеза ФМС. Это объясняется следующим образом: многолетний опыт производства, ремонта и эксплуатации показал, что 80...90 % [12,45,51,64,71,79] механических систем выходит из строя по причине износа деталей, т.е. узлы трения лимитируют ее надежность и долговечность. Все это привело к формированию представлений [10,11,45,47,67,77,92,106] о механической системе как о множестве взаимосвязанных триботехнических систем, фактически образующих большую триботехническую систему - фрикци онную механическую систему, в основу методов синтеза которой должны быть положены принципы построения триботехники.
Однако фрикционные процессы нелинейно зависят более чем от тридцати взаимосвязанных факторов, и выявить эту взаимосвязь на стадии проектирования (а тем более на ранних стадиях) не представляется возможным [11,92,96]. При этом неправильное построение узла трения приводит к переработке технической документации на всех уровнях проекта, что, естественно, повышает стоимость и сроки реализации проектных работ. Попытка использовать на данном этапе математическое моделирование приводит к составлению и решению большого числа (до миллиона и более вариантов) математических моделей, а также к необходимости применения для исследования существенно нелинейных процессов
Исследования колес, изъятых из эксплуатации вследствие наличия тормозных повреждений
Для определения влияния размера ползуна на характер разрушения кругов катания совместно с Дорожной химико-технической лабораторией (ДХТЛ) СКЖД было проведено обследование колесных пар, имеющих на поверхности катания повреждения тормозного характера. Целью исследования ставилось определение максимально допустимой величины ползуна, которая в процессе эксплуатации не приводит к развитию тормозных повреждений и на которую будет настраиваться ППС. Для этого проводилось обследование колес с наличием тормозных повреждений и лабораторное исследование микроструктуры и твердости в разных участках зоны контакта с рельсом. Обследованию подвергались колеса с ползунами размером от 0,1 до 0,9 мм и более (приложения 1,5,6).
По результатам лабораторных исследований было установлено, что глубина неравномерного износа поверхности катания колеса более 0,7...0,9 мм (рис. 2.2) напрямую приводит к изменению структуры метала и упрочнению поверхностного слоя в 1,5...3 раза. При исследовании микроструктуры были установлены упрочнение и деформация поверхностного слоя колеса глубиной порядка 30 мкм, обусловленные процессами схватывания металла в зоне контакта с рельсом, имеющими место при дви жении колесной пары юзом. Твёрдость метала по мере приближения к поверхности трения постепенно увеличивается с Нцюо 270 до Н юо= 404 кг/мм (рис. 2.3). Происходящий в процессе трения интенсивный локальный нагрев деформированных слоев выше точки Асз и затем закалка нагретых объемов за счет теплоотвода в корпус обода колеса приводит к образованию на поверхности катания слоя (рис. 2.4) толщиной порядка 10...40 мкм, характеризуемого высокой твердостью Нцюо=900...1100 кг/мм и имеющего резкую границу с основным металлом колеса. Нагрев и закалка на высокую твердость происходят только в слое, подвергнутом значительной пластической деформации.
Наличие таких высокотвёрдых слоев на поверхности катания в процессе эксплуатации колёсной пары приводит к образованию подповерхностных трещин (рис. 2.5) и отслаиванию поверхностного слоя пластинками толщиной 0,1..1,0 мм (рис. 2.7), а ударное взаимодействие ползуна с рельсом приводит к образованию выщербин и выкрашиванию (рис. 2.6).
На основании выполненного исследования установлено наличие процессов наклепа и закалки поверхностных слоев круга катания колеса, аналогичных процессам, протекающим при образовании ползунов, описанных В.А. Кисликом [123,124].
При глубине неравномерного износа порядка 0,15...0,2 мм (рис. 2.8) изменения исходной структуры в зоне фрикционного контакта не наблюдается, а повышение твердости поверхностного слоя происходит всего на 10... 15 %, что не приводит к образованию трещин в процессе эксплуатации. Средняя твердость металла в зоне контакта составляет порядка Нцюо-307 кг/мм при исходной твёрдости Н,лоо=270 кг/мм (рис. 2.9).
Выполненное исследование показало, что образование ползуна глубиной порядка 0,2 мм не сопровождается образованием закалочных структур и изменением механических свойств поверхностного слоя металла, т. е. сохраняются условия для закатывания такого ползуна в процессе эксплуатации.
Результаты исследования позволили скорректировать [33] классификацию ползунов по геометрическим размерам, дающую представление об их влиянии на характер разрушения колёсных пар в процессе дальнейшей эксплуатации (табл. 2.3). Таким образом, задачей ППС является ограничение размеров односторонних ползунов в пределах до 0,2 мм, т.к. ползуны такого типа не приводят к тормозным повреждениям и в процессе эксплуатации могут закатываться, восстанавливая поверхность катания.
Согласно принципу действия противоползунной системы, температура в контакте неподбашмаченного колеса с рельсом не должна превышать значений, приводящих к разупрочнению материла колеса. Поэтому рассмотрим трибосистему колесо-рельс, где основным источником тепла является граничное трение.
Согласно работам [126,127,128], граничный источник тепла в рассматриваемом случае имеет следующий вид: координаты, R - радиус колеса, є - глубина пограничного слоя фрикционного контакта, ftp - коэффициент трения, F - нагрузка, Р - коэффициент разделения тепловых потоков, S - площадь контакта, К - коэффициент температуропроводности, ш - угловая скорость, 5 - дельта функция Дирака.
Аналогичным образом найдем решение уравнений (2.23) и (2.24), удовлетворяющих граничным условиям (2.26) и (2.27). Чтобы найти решение первого приближения (п=1), умножим обе части уравнений (2.23) и (2.23) на r-Bi( r) и проинтегрируем его по г в пределах от R до R, в результате чего будем иметь
Таким образом, найденное аналитическое выражение для функции cto позволяет установить распределение температуры в радиальном направлении в зависимости от времени, а с помощью формулы (2.37) с точ-ностью до пределов 0( ) установить распределение в окружном направлении в зависимости от г и t
Рассмотрим случай квазистационарного решения теплообмена, где є = А е ф , н = const, со = со0 + Р sin(cot). Тогда система уравнений (7)-(9) примет следующий вид;
Таким образом, получена математическая зависимость, позволяющая определить изменение температуры в радиальном и окружном направлении колеса в зависимости от времени фрикционного контакта с рельсом, скорости движения юзом, массы вагона и состояния поверхностей трения.
Составление функциональной модели трибосистемы подбашмаченная пара-ППС
В общем виде рабочий модуль ППС представляет собой нажимную шину (балку) с механизмом нагружения (рис. 3.11). Шина 2 состоит из центральной части и опорной части, которая перемещается по направляющей 5. Так как между шиной и основанием всегда имеется технический зазор, то под действием приложенных к тормозной балке сил и моментов сил шина в начальный период будет отклоняться на угол , проворачиваясь вокруг точки D, а затем прижиматься к направляющей, перемещаясь вдоль неё. Поскольку при перекосах возникают пиковые нагрузки, способные привести к заклиниванию системы, постольку необходимо определить оптимальные размеры звеньев будущей конструкции рабочего модуля її, 12, Ь, обеспечивающие надежную работу [33].
Опишем рабочее усилие Fs в уравнении баланса сил подбашма-ченной колёсной пары через параметры противоползуннои системы [33,39].
Выразим силу F 5, приложенную в точке А, через силу F6, приложенную в точке С, учитывая, что эта сила задается жесткостью с и деформацией х пружины 7:
Составим уравнения моментов центральной части балки AL относительно точки С, являющейся в данном случае кинематической парой, образованной ползуном и направляющей отсюда получаем
Выразим деформацию пружины х через рабочий ход h, определяемый зазором h0 между бал ой и рельсом, который меньше толщины гребня x=h, тогда подвижных t] элементов подбашмаченной колесной пары является функцией от длины тормозного пути LT и скорости V], а продолжительность
фрикционного контакта Ї2 между боковой поверхностью колеса и нажимной балки соответственно зависит от Vi и длины рабочего участка балки.
Скорость движения шины (рис. 3.12) можно выразить через тригонометрическую функцию угла (по касательной равного 5) наклона входного участка шины и скорость Vi движения вагона:
Силы, возникающие в подбашмаченной колесной паре, зависят от веса вагона, рассматриваются по (3.31) и (3.35) при этом учитывая размеры рельса и обода колеса 13=100 мм, 12—325 мм.
Равенство давлений и удельной нагрузки в контакте для модели и натуры является определяющим, что говорит о необходимости включения этих проектных условий в функциональную модель. При этом давление Pi в контакте полоз-рельс находится из соотношения нормальной силы Fi к рабочей поверхности А], а давление Рг в контакте колесо-нажимная шина - из отношения силы прижатия Fs к рабочей поверхности шины А2:
Распределенная нагрузка в парах колесо-полоз и колесо-колодка определяется из отношения нормальных сил F2, F3 соответственно к ширине полоза Ь2 и колодки b3:
Взаимосвязь силовых и конструктивных параметров представлена в табл. 3.1 [33]. Одной из основных задач проектирования является минимизация работ трения Wjp5 В контакте колесо-нажимная шина. Поэтому в соответствии с задачей исследования в качестве целевой функции принимаем разницу работ сил трения WTPS в паре колесо-шина ППС.
Как было определено выше, работа сил трения WTPS, создаваемая модулем ППС, при F5 определяет траекторию фрикционного контакта и силы нажатия шины:
С другой стороны, работа силы трения AW-ф, необходимая для проворачивания колёсной пары на башмаке на угол 5, определяется значени ем баланса сил трения в движущейся подбашмаченной паре который, в свою очередь, определяется нагрузочно-скоростными параметрами работы горки и состоянием поверхностей трения:
Определение целевой функции AWTP ПО FTPS И AFTP позволит модулю ППС при заданной форме и материале рабочей поверхности шины реализовать в процессе кратковременного фрикционного контакта с колесом момент силы трения, достаточный для проворачивания колёсной пары на башмаке.
Из предыдущих разделов следует, что системообразующим узлом рабочего модуля ППС является трибосистема колесо-шина. Очевидно, что для обеспечения устойчивой работы модуля необходимо выполнить теоре -90 тическое исследование особенностей контакта данной фрикционной пары. Итак, при контакте колеса с шиной возникает дополнительная сила трения Fip5, которая в начальной стадии контакта не создает достаточного момента для проворачивания пары (рис. 3,13).
Далее, в процессе скольжения колеса тангенциальная проекция силы FTPS, увеличиваясь пропорционально углу р, со временем достигает значения FTP5SUIP(R-1I), достаточного для проворачивания колёсной пары (рис. 3.14).
Энергозатраты при периодическом проворачивании подбашмачен-ной пары целесообразно свести до уровня сил сопротивления в системе путь-подвижной состав, учитываемых при расчете сортировочной горки. Исходя из этого, примем за допустимый предел сопротивление наиболее характерного для горок стрелочного перевода марки 1/9 [88], создающего для вагона весом 60... 80 т работу сил трения, равную в среднем W = 7,15 кДж. При заданной максимальной длине фрикционного контакта колесо-шина (подразд. 3.12) допустимая сила трения в этом случае составит FTPS = WTp/Lrp= 12,5 кН. Для теоретического определения баланса сил трения в подбашмаченной паре воспользуемся данными (Етрз+Кцй-Рт ) = 2...8 кН, полученными для непериодического процесса [33]. Тогда, согласно (3.38), угол, при котором начнется вращение колеса Р 65,5, т. е. примерно 25 % пути трения еще будет характеризоваться трением скольжения и лишь после этого начинается фаза трения качения.
На основании проведенного теоретического исследования можно утверждать, что процесс фрикционного контакта колеса с шиной будет характеризоваться последовательным переходом поступательного движения колеса во вращательное. В связи с этим возникает необходимость установить диапазон силы трения FTPS, достаточный для проворачивания колеса при заданной траектории фрикционного контакта и энергозатратах, не превышающих сопротивление элементов железнодорожного пути сортировочной горки. Очевидно, что экспериментальное исследование этого процесса следует проводить в масштабе времени, соответствующем продолжительности реального контакта, т.е. в интервале времени до 0,2 с.
Экспериментальное определение триботехнических и трибоспектральных характеристик противоползунной системы
В соответствии с задачей исследования первый этап заключается в определении целевой функции по переменным проектирования, описывающим контакт полоза башмака с рельсом Zi, т.е. Z2, Ъъ, Z4, Z5, = 0 [33].
Экспериментальные исследования проводились на машине трения СМТ-2, обеспечивающей моделирование контакта полоз-рельс по схеме диск-колодочка, так как контакт в исследуемой паре осуществляется по поверхности. Исходя из рабочих характеристик экспериментального оборудования, исследования выполнялись при масштабном коэффициенте Сс=Ю. Целевая функция, переменные проектирования и ограничения имеют следующий вид: Целевая функция Переменные проектирования.
Переменная проектирования Ъ\ включает восемь типов переменных, описывающих нагрузку Fi на полозе, которая выражается через угол у наклона горки и половиной осевой нагрузки G, скорость движения отцепа V, материал \х}, контактное давление q, шероховатость Ri, твёрдость HBi рабочих поверхностей в паре полоз (ц ДцДВц) - рельс (ц12 Ді2,НВі2), удельный расход загрязнителя и.
На основании анализа априорной информации и теоретических исследований, проведенных в подразд. 3.2, для определения диапазона изменения целевой функции накладываем следующие ограничения:
Матрица и результаты эксперимента в системе модель-натура в пересчёте на натуру представлены в табл. 4.4.
Таким образом, целевая функция получена в виде уравнений регрессии (4.5, 4.6) в виде геометрической интерпретации уравнении peip vv«« VK«V - . , « виде совмещённого графика сил трения в сопряжении аппроксимированных по максимальным значениям (рис. 4.5) в пересчете на натуру. На втором этапе определяется целевая функция по переменным проектирования, описывающим контакт колеса с полозом Z2, т.е. (Zi, Z3, Z4,Z5 = 0)[33].
Экспериментальные исследования выполнялись на машине трения СМТ-2, обеспечивающей моделирование контакта колесо-полоз по схеме диск-диск, а колесо-колодка - по схеме диск-колодочка, так как контакт в исследуемых парах осуществляется по линии и по поверхности соответственно. Исходя из рабочих характеристик экспериментального оборудования, исследования выполнялись при масштабном коэффициенте 0:=10.
Целевая функция, переменные проектирования, ограничения имеют следующий вид: Целевая функция
Переменная проектирования включает девять типов переменных, описывающих нагрузку на полоз F2 .
Они выражаются соответственно через угол наклона горки у, угол наклона колодки а, половиной осевой нагрузки G, приходящейся на одно колесо, материалом л2, шероховатостью R2 и твёрдостью НВ2 рабочих поверхностей в парах полоз (д2іД2і,НВ2і) - колесо (а22, R22, НВ22) - колодка (U23, R23, НВ23), время неподвижного контакта, скорость страгивания, равную скорости скольжения. Ограничения.
На основании анализа априорной информации для определения диапазона изменения целевой функции накладываем ограничения: 1. Полоз башмака //,,- Ст.45, HB2i = 179, R i = 2,5 мкм.
На втором этапе определяется целевая функция по переменным проектирования, описывающим контакт колеса с колодкой, Z3 (Zi, Z2, Z4,Z5 = 0)[33].
Экспериментальные исследования выполнялись на машине трения СМТ-2, обеспечивающей моделирование контакта колесо-полоз по схеме диск-диск, а колесо-колодка по схеме диск-колодочка, так как контакт в исследуемых парах осуществляется по линии и по поверхности соответственно.
Исходя из рабочих характеристик экспериментального оборудования, исследования выполнялись при масштабном коэффициенте Сс = 10.
Переменная проектирования включает девять типов переменных, описывающих нагрузку на колодку F3, угол у наклона горки, угол 0 подъема колодки башмака, материал ц2, шероховатость R2 и твёрдость НВ2 рабочих поверхностей в парах полоз (раї ДгіДВц) — колесо (р.22, R22, НВ22) — колодка (u-23, R23, НВ23), время неподвижного контакта и скорость страгивания, равная скорости скольжения. описывающим контакт колеса с рельсом, т.е. Zi, Z2, Z3, Z5 = 0.
Экспериментальные исследования выполнялись на машине трения СМТ-2, обеспечивающей моделирование контакта колесо-рельс по схеме диск-диск, так как контакт в исследуемой паре осуществляется по линии. Целевая функция относительно величины неравномерного износа круга катания колеса в контакте колесо-рельс при движении колесной пары юзом определялась в условиях максимальных значений нагрузочно-скоростного режима работы сортировочной горки. Исходя из рабочих характеристик экспериментального оборудования, исследования вы олнялись при масштабном коэффициенте Сс=Ю. Целевая функция Переменные проектирования.
Переменная проектирования Z4 включает девять типов переменных, описывающих нагрузку на колесе, которые выражаются через угол у
наклона горки и половину осевой нагрузки G, материал Д4, шероховатость R4 и твёрдость НВ4 сопряжённых поверхностей в паре колесо (р.41, НВ4ь R41) - рельс (Й42, НВ42, R42), удельный расход загрязнителя щ, скорость Vi движения отцепа, длину LT тормозного пути, контактное давление Р, а также температуру в зоне контакта 0, непосредственно влияющую на величину износа колеса. Ограничения. На основании анализа априорной информации для определения диапазона изменения целевой функции накладываем следующие ограничения:
