Безопасность движения, проблемы тяги и динамики поезда и их исследование методом фракционного анализа Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Список литературы

1. СНиП 2.05.03-84*. Мосты и трубы [Текст] / Минстрой России - М., 1996. - 214 с.

2. Руководство по определению грузоподъемности металлических пролетных строений железнодорожных мостов [Текст] - М.: Транспорт, 1987. - 272 с.

3. Руководство по пропуску подвижного состава по железнодорожным мостам [Текст]. -М.: Транспорт, 1993. - 368 с.

4. Разработка методики оценки грузоподъемности сталежелезобетонных пролетных строений эксплуатируемых железнодорожных мостов [Текст]: Отчет о НИР (промежуточ.) / НИИ мостов; рук. Кондратов В. В. - СПб, 2002. - 83 с.

5. Рогова, Е. В. Оценка грузоподъемности сталежелезобетонных пролетных строений железнодорожных мостов с учетом их технического состояния и эксплуатационных параметров [Текст]: дис... канд. техн. наук. - Новосибирск, 2009 - 148 с.

6. СНиП 3.06.07-86. Мосты и трубы: Правила обследования и испытаний [Текст] / Госстрой СССР. - М., 1987. - 41 с.

7. Инструкция по содержанию искусственных сооружений (ЦП-628) [Текст] - М.: Транспорт, 1999. - 108 с.

8. Малогабаритные автоматизированные системы для диагностики ИССО [Текст] / С. А. Бокарев, А. Н. Яшнов и др. // Путь и путевое хозяйство. - 2007. - № 9. - С. 25 - 26.

9. Цветков, Д. Н. Определение граничных значений динамических параметров сталежеле-зобетонных пролетных строений при оценке их технического состояния [Текст] / Д. Н. Цветков // Вестник Сибирского гос. ун-та путей сообщения. - 2009. - Вып. 21. - С. 89 - 95.

10. Результаты полномасштабного обследования и испытания сталежелезобетонных пролетных строений железнодорожных мостов Сибири и Дальнего Востока [Текст] / С. А. Бокарев, Л. Ю. Соловьев и др. // Вестник Томского гос. архитектурно-строительного ун-та. -2009. - № 2. - С. 160 - 170.

УДК 534.625.2.001:625.1.03:629.4.032

И. И. Галиев, В. А. Нехаев, В. А. Николаев

БЕЗОПАСНОСТЬ ДВИЖЕНИЯ, ПРОБЛЕМЫ ТЯГИ И ДИНАМИКИ ПОЕЗДА И ИХ ИССЛЕДОВАНИЕ МЕТОДОМ ФРАКЦИОННОГО АНАЛИЗА

В статье рассмотрены проблемы исследования устойчивости железнодорожного поезда. Указано на необходимость математической проработки получаемых систем дифференциальных уравнений: проведение нормализации, оценка постоянных времени и введение малых параметров. Основным математическим аппаратом служит теорема академика А. Н. Тихонова, позволяющая выполнить разделение движения системы на «быстрые» и «медленные» составляющие. Приведены результаты исследования разброса значений конструктивных элементов рамы тележки вагона на динамическую нагруженность ее узлов и на безопасность движения поезда.

Известно, что с качеством работы железнодорожного транспорта тесно связана экономическая и социальная эффективность развития Российской Федерации в целом. Несмотря на сложные экономические условия железнодорожный транспорт нашей страны обеспечивает транспортировку 80 % промышленных и сырьевых товаров. Вместе с этим существуют проблемы, связанные с недостаточным обеспечением необходимого уровня безопасности движения поездов, а также с накоплением дефектов верхнего строения пути и износом узлов подвижного состава.

Вследствие недостаточной связанности надрессорной балки с боковыми рамами, обусловленной конструктивным несовершенством и завышением фрикционных клиньев, а так-

же часто встречающимися большими (до 20 мм и более) зазорами между буксами и рамами тележки, происходит увеличение угла набегания гребней колес на головки рельсов. Это является причиной возникновения интенсивных колебаний виляния и боковой качки кузова вагона и значительных продольных ускорений его узлов, обусловливающих их повышенное напряженно-деформированное состояние.

Ударное взаимодействие боковых рам с буксовыми узлами в поперечном относительно оси пути направлении приводит к появлению дефектов торцового крепления и задиров на торцах роликов (дефектов типа «елочка»), накоплению продуктов износа и последующему возможному заклиниванию роликов - главным причинам горячего излома шейки оси колесной пары. При этом имеет место интенсивный износ сопрягаемых поверхностей пар трения узлов надрессорной балки, клиновых гасителей колебаний, фрикционных планок и деталей буксовых подшипников и нарушение работоспособности торцового крепления, что приводит к значительным затратам на ремонт вагона в целом и негативно влияет на безопасность движения поезда.

В груженом состоянии вследствие недостаточной гибкости рессорного подвешивания и избытка диссипативных сил вагон оказывает повышенное динамическое воздействие на верхнее строение пути, особенно в кривых его участках, вызывая повышенное сопротивление движению из-за увеличенных углов набегания гребней колес на рельсы. Так, по данным исследований Ассоциации американских железных дорог, всего один миллирадиан перекоса приводит к созданию дополнительной силы сопротивления 0,55 кг на тонну веса поезда. Сотрудниками кафедры «Теоретическая механика» ОмГУПСа в результате опытных поездок экспериментально установлено, что вследствие больших продольных зазоров в челюстных проемах между буксами и боковыми рамами углы набегания гребней колес на рельсы могут достигать семи миллирадиан. Такие явления приводят к значительному перерасходу энергии на тягу поезда, к интенсивному подрезу гребней колес и боковому износу головок рельсов.

Состояние транспортных средств в настоящее время не полностью отвечает современным требованиям по безопасности движения и по грузоподъемности и скорости доставки грузов, что снижает конкурентоспособность российских железных дорог в целом. Именно из-за этого, например, доля перевозки контейнеров по железнодорожному транспортному коридору «Восток - Запад» составляет всего 1 % от мирового грузооборота, несмотря на сложную обстановку в отдельных регионах Мирового океана.

Количество случаев брака особого учета в грузовом движении остается значительным, особенно из-за схода вагонов с рельсов и излома боковых рам тележек: оно ежегодно составляет около 20 - 30 случаев (10 изломов боковых рам тележек и 17 сходов в 2007 г., 9 изломов рам тележек и 24 схода - в 2008 г.). С начала 2009 г. допущено 23 случая брака особого учета. Причиной этого являются неудовлетворительные динамические качества мо-рально устаревших конструкций ходовой части грузовых вагонов.

Известно, что важную роль в динамике подвижного состава играет процесс взаимодействия колеса и рельса, в решающей мере определяющий как тяговые качества локомотива, так и динамику отдельных железнодорожных экипажей (локомотива и вагонов), что и гарантирует безопасность движения поезда в целом. Физическая природа этого процесса до конца не изучена и проблема повышения эффективности эксплуатации подвижного состава все еще не решена окончательно.

Движение рельсовых экипажей главным образом определяется так называемыми силами крипа в точке контакта колес с рельсами [1]. Согласно гипотезам Ф. Картера [2], А. Д. де Патера [3] и Дж. Калкера [4], получившим в настоящее время широкое распространение, силы крипа зависят от «псевдопроскальзывания» в точке контакта. Величины «псевдопроскальзываний» достаточно малы, но силы, ими вызываемые, значительны, следовательно, системы дифференциальных уравнений, описывающие поведение рельсовых экипажей, относятся к системам «жесткого» типа [5]. В ряде работ [6, 7], учитывая малость «псевдопроскальзывания», им совсем пренебрегают, что эквивалентно наложению неголономных связей в точках контакта. Однако такой подход имеет смысл лишь для простейшей системы - одной колес-

ной пары, так как уравнения неголономных связей однозначно определяют ее движение, называемое «кинематическим вилянием». Для систем с числом колес, большим двух, уравнения неголономных связей образуют противоречивую систему [8]. В этом случае обязательно нужно учитывать «псевдопроскальзывание», что резко повышает порядок дифференциальных уравнений. Результаты численного моделирования конкретных экипажей, разброс собственных частот которых достигает трех порядков, приведены в работе [8].

Следовательно, это приводит к появлению составляющих решения, сильно разнесенных по частоте - от «медленных» типа кинематического виляния до «быстрых», определяемых большой жесткостью сил крипа.

На характер поперечных колебаний вагонов поезда оказывают влияние число подвижных единиц в составе и силы взаимодействия между ними. Так, установлен факт существования некоторого критического числа вагонов в составе, превышение которого увеличивает энтропию системы, что нарушает синхронность автоколебаний подвижных единиц и на 20 -30 % увеличивает горизонтальные силы. Одновременно появляется неравномерность ударов гребней колес последних вагонов о рельсы. Следует предполагать, что дальнейшее увеличение числа подвижных единиц в составе ведет к явлению рассинхронизации их автоколебаний и другим нежелательным режимам. Наличие взаимодействия между вагонами поезда способно превратить неустойчивую подвижную единицу, каковой она является при самостоятельном движении по железнодорожному пути, в устойчивую динамическую систему.

Далее заметим, что теоретическими исследованиями устойчивости локомотива установлено уменьшение критической скорости движения в режиме тяги на 12 - 18 % по сравнению с выбегом. Результаты экспериментальных исследований на катковом стенде [9] привели к следующему «... при развитии колесом тяги возможная поперечная сила сцепления становится меньше, т. е. направляющая способность колеса при его движении уменьшается...». Поэтому сделан вывод о дестабилизирующем влиянии силы тяги локомотива на его динамику. Аналогичный результат получен в Англии А. Р. Реклингтоном [10] путем сопоставления экспериментально измеренных динамических характеристик в горизонтальной плоскости при движении локомотива в тяге и на выбеге. Проведенные натурные экспериментальные исследования горизонтальной динамики подвижного состава подтвердили указанное выше: действительно при движении локомотива в режиме тяги математическое ожидание длины волны виляния колесной пары меньше на 18 - 20 %, чем при его движении на выбеге. Однако поскольку амплитуда виляния в конечном счете ограничивается разбегом колесной пары в рельсовой колее, то уменьшение длины виляния означает увеличение таких кинематических характеристик, как угол набегания, частота виляния и угловая скорость верчения [8].

К сожалению, задача исследования устойчивости поезда мало изучена, а значительно больше внимания уделяется устойчивости движения отдельно взятого конкретного экипажа. Причем для вагона или локомотива применяются все более совершенные расчетные схемы с большим числом степеней свободы. На их основе отыскиваются параметры буксового и кузовного подвешиваний и т. п. Первые работы, посвященные горизонтальной динамике поезда, привели к весьма интересным результатам, но расчетные схемы были достаточно идеализированными. Это касается сил сопротивления движению поезда и силы тяги.

В настоящей работе предпринимается попытка уточнить полученные ранее результаты за счет более точного представления усилий в автосцепках, силы тяги и сопротивления движению подвижной единицы. Для простоты будем изучать поведение однородного поезда, составленного из четырехосных вагонов и ведомого четырехосным локомотивом. В этой статье принимаются во внимание не все эффекты, влияющие на поперечное движение подвижного состава. В частности, исключено рассмотрение гироскопических сил, проявляющихся при скоростях движения 500 км/ч и более, не учитывается и крутильная жесткость оси колесной пары. Указанные выше силы крипа будем вычислять по линейным выражениям, предложенным Дж. Калкером, полагая, что задача исследования буксования колесных пар локомотива при ведении поезда - это самостоятельная задача, да и такой режим движения является нежелательным и недопустимым из-за усиленного износа колесных пар и рельсов.

Рассмотрим одиночный четырехосный локомотив и составим для него уравнения движения, учитывая усилие в автосцепке (рисунок 1).

На расчетной схеме и в дальнейшем приняты следующие обозначения: М - масса локомотива; J - момент инерции колесной пары относительно своей оси вращения; Мвр-

вращающий момент, приложенный со стороны тягового электрического двигателя к колесной паре; Мтр- момент трения, действующий на

колесную пару; I - момент инерции локомотива относительно вертикальной оси, проходящей через его центр масс; W (У, X ) = [ ЛУ2 + БУ + С (X )М - сопротивление движению локомотива; X и У -перемещение и скорость движения локомотива; Хк и Ук - перемещение и

скорость движения к-го вагона; Jk - момент инерции колесной пары вагона относительно своей оси вращения; 1к - момент инерции вагона относительно вертикальной оси; Wk (Ук, Хк) = (ЛкУк2 + БкУк + Ск(Хк))т^ - сопротивление движению к-го вагона; тк - масса к-го вагона; Бк (Лк, Ак) - усилие в упряжном приборе в к-м сечении поезда; еХ - проекция проскальзывания колеса по рельсу на ось X; еу - проекция проскальзывания колеса по рельсу на ось У; Кх = Ос2С11 - коэффициент крипа вдоль оси X; Ку = Ос2С22 - коэффициент крипа вдоль оси У; О - модуль сдвига;

с = у[аЪ ; а, Ь - полуоси эллипса контакта; С11, С22 - безразмерные коэффициенты, зависящие только от коэффициента Пуассона; У - относ локомотива; фг - виляние локомотива; Ь -база кузова локомотива; У - скорость относа кузова локомотива; фг - угловая скорость вращения кузова локомотива; 2б - расстояние между осями рельсов; Ук и фк- относ и виляние к-го вагона; Ук - скорость относа к-го вагона; фк - угловая скорость вращения кузова вагона.

Чтобы получить уравнения движения, следует вначале вычислить скорость на ободьях колес в их точках контакта с рельсом, полагая углы и перемещения малыми величинами, когда косинус угла можно считать равным единице, а синус угла - пропорциональным этому углу. Скорость на ободеу-го колеса ¡-й колесной пары

У* =у!+У] + ф2 хаК] +фу. хУу, (1)

Рисунок 1 - Расчетная схема локомотива

отсюда скорость проскальзывания в продольном и поперечном направлениях соответственно будет определяться так:

.у —

,У —

У+(-1) г - гуф у,;

У + агф г

а «псевдопроскальзывания» можно вычислить по формулам:

№ШЩ Ш20Т0

^ = у+(-1) ,- г ф ;

'х V '

-.4 _

у+а ф , - у ф , V

Зная величины проскальзываний, можно рассчитать силы крипа:

П = - К ех;

= -К е;.

у .у у

(4)

Кроме того, на колесную пару действует боковая сила, возникающая из-за износа поверхностей катания колеса и рельса:

Мя ^

у; = ^ (&0г1 - 2) = ^ § (У + агф,).

(5)

Определим проекции главного вектора продольных и поперечных сил на координатные оси пути:

Я. = 2 К,

г0 (а1 + а2 + а3 + а4)

V

Яу =-8Ку

' У V

Мя

§У.

(6)

Вычислим проекцию главного момента относительно оси 02

Мя

М. = -8К

/ + 0,5 (а2 + а2 ) у 5

4 ф , +—у

V

§( а12 + а22 )ф,

а также проекцию момента относительно оси 0У, действующего на колесную пару:

2 •

г а

му = МВР -Мтр -2Кх^

Уравнения движения локомотива примут вид:

М¥ = 8- Ж(V, I) - 51(А1, А1);

г2а V

3 а = Мвр - МТр - 2 Кх±- - 3-;

V п

МУ = -8К

Ф , = -8Кх

ГУ

\

—ф

V ,

V У

Мя

§У - ^ А1)Р1;

52 + 0,5 (а2 + а2 ) у 5 4 ф, +—У

V

Мя

§( а12 + а22 )ф г +

+^(А!, А1) Щ.

(7)

(8)

(9)

Совершенно аналогично можно вывести дифференциальные уравнения к-го вагона, которые отличаются от системы уравнений (9) только тем, что на вагонную колесную пару не действует вращающий момент:

г а

V = ¿к (а к-!, а к-!) + - Жк V, 1к) - Бк (А *, А *);

Л а к= - мтрк - 2 Кх

V

гка к - V. •

ТЛ Л к ;

V г

ткУк= -8Ку

1к Фzk = -8 Кх

V Vk

Ф zk

ткё 2

2 , „2

§ А + ¿к-1 (А к А к-!)Р к-! - ¿к (А к, А к);

(10)

5 + 0,5(а + а2) .

У к5

V

ф zk+—А

ткё

§ к (а12 + а22)ф

zk

к 'к -¿к-1(А к-1, А к-1) Щ-1 + ¿к (А к, А к) ¿Рк ■

Здесь к е [1, п ], причем для конечного вагона последнее слагаемое равно нулю, так как

к нему ничего не присоединено.

Итак, устойчивость невозмущенного движения подвижных единиц поезда зависит от режима его ведения и продольного профиля пути конкретного участка. Усилия в автосцепках определяются деформацией (прогибом) поглощающих аппаратов и ее скоростью. Они описываются существенно нелинейными функциями. Найдем прогиб упругого элемента поглощающего аппарата автосцепного устройства, используя выражение:

А1 - ¿с

(11)

Здесь Ьст - расстояние между экипажами в свободном состоянии. Учитывая, что относы

экипажей и углы виляния малы по сравнению с продольной деформацией поглощающих аппаратов, формулу (11) можно упростить так:

А = х - ь - X - ¿1 - ¿ст. (12)

Продифференцировав уравнение (12), получим выражение для определения скорости деформации поглощающих аппаратов:

А = v - ^

(13)

Аналогично выводятся формулы для вычисления деформации и ее скорости между (к - 1)-м и к-м экипажами:

А к = хк-1 - ьк -1 - хк А k=Vk-1 - Vk.

' Ьк Ьст;

(14)

При принятых допущениях и условии линеаризации сил крипа нетрудно видеть, что первое и второе уравнения в системах (9) и (10) выделяются в самостоятельную систему, описывающую продольное движение поезда с учетом вращения колесных пар экипажей. Третьи и четвертые уравнения систем (9) и (10) также образуют отдельную систему дифференциальных уравнений, представляющую поперечные колебания поезда.

Анализ таких систем затруднен высоким их порядком и наличием в решении составляющих со значительно разнесенными частотами. Следовательно, необходимо их предварительно математически обработать, например, опираясь на теорему академика А. Н. Тихонова. Данный метод в применении к исследованию динамического взаимодействия колеса и рельса и продольной динамики железнодорожных экипажей широко используется на кафедре «Теоретическая механика» ОмГУПСа.

Полученные системы дифференциальных уравнений (9) и (10) справедливы в пределах, пока не выбран зазор в рельсовой колее. В противном случае следует ввести ограничители

так, как это было сделано в статье А. Д. де Патера [3], или воспользоваться гипотезой пластического удара гребня бандажа о рельс. Следует напомнить о существовании критического числа вагонов в составе, превышение которого приводит к несимметричным режимам движения поезда, но получен данный результат для однородного поезда, состоящего из двухосных вагонов.

Наличие этих продольных зазоров в буксовых проемах и, тем более, их превышение над нормативными значениями, при замыкании кинематических связей ведет к резкому увеличению продольных ударных нагрузок на боковую раму тележки. Эти продольные силы возникают как при регулировочных горочных торможениях отдельных вагонов или сцепов, так и при тормозных процессах в поезде при его замедлении. К тому же при этом возникает изменение проскальзывания колес по рельсам в продольном направлении, что также значительно усложняет исследование динамического поведения экипажа.

Наиболее характерные результаты расчетов, отражающие влияние продольных зазоров в челюстных проемах боковой рамы тележки на ее динамическую нагруженность при импульсном регулировочном торможении вагона на горке, представлены на рисунках 2 и 3.

0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 с 1,6

t -►

Рисунок 2 - Осциллограммы продольных скоростей отдельных узлов четырехосного груженого полувагона с суммарными продольными зазорами 12 мм при импульсном регулировочном торможении (Скорость подергиваний: 1- буксы; 2 - боковины; 3 - кузова)

1.2 • 105

Н

▲

8 • 104 6 • 104 К 4•104 2 • 104

О 0,2 0,4 0,6 0,8 1 с 1,6

I -►

Рисунок 3 - Осциллограмма продольного усилия в контакте буксы и боковой рамы при торможении груженого вагона

Представленные на рисунках 2 и 3 графики наглядно иллюстрирует процессы резкого изменения скорости возникновения быстрых колебаний буксы относительно боковой рамы и этой рамы относительно кузова (зазор между надрессорной балкой и кузовом в пятниковом узле не учитывался), и ударного нагружения конечного участка боковой рамы.

Такие явления указывают на значительное влияние зазоров на ударную нагруженность боковой рамы и подщипников буксового узла, приводящую к возникновению трещин в зоне буксового проема (до 87 % от общего их количества в боковой раме), и на недостаток сил трения в контакте между буксой и рамой тележки, что способствует перекосам колесных пар с вытекающими отсюда последствиями. Кроме того, относительные продольные колебания рамы относительно буксы являются причиной износа контактируемых опорных поверхностей рамы (в основном - потолка буксового проема боковой рамы) и буксы, что также снижает их эксплуатационный ресурс.

Зависимости максимальной ударной нагруженности буксового проема вагона, находящегося в последней трети состава, от начальной скорости при пневматическом торможении представлены на рисунке 4. Здесь наглядно отражается влияние скорости вагона на эффективность торможения композиционными колодками - некоторое снижение коэффициента трения скольжения при увеличении скорости подвижного состава. Важно отметить, что возникающие продольные силы взаимодействия между буксой и боковой рамой дополнительно способствуют снижению силы сцепления между колесом и рельсом.

30 40 50 км/ч 70

Го -►

Рисунок 4 - Зависимости максимальной ударной нагруженности буксового проема вагона, находящегося в последней трети состава, от начальной скорости при пневматическом торможении (зазоры, мм: 1 - 12, 2 - 16)

Этот фактор при имеющих место в процессе движения вертикальных колебаниях кузова вагона, обусловленных значительной вертикальной жесткостью рессорного комплекта и дефицитом сил трения в системе обрессоривания порожнего вагона, способствующих значительному разбросу силы вертикального давления колеса на рельс, приводит к превышению момента тормозных сил, обусловленного нажатием колодок, над моментом силы сцепления колеса и рельса. Это и является одной из основных причин образования ползунов колес в порожняковых поездах, на что также влияют несовершенство систем осушки сжатого воздуха и особенности климата железных дорог Сибири и Урала.

Таким образом, сформированная система дифференциальных уравнений описывает продольное движение поезда и поперечные его колебания с учетом продольного профиля пути и усилий в автосцепных устройствах экипажей, которые входят в уравнения поперечных колебаний подвижных единиц и способны стабилизировать их автоколебания. Сами же силы зависят от продольного профиля пути, от конструктивных несовершенств экипажей (отклонений конструктивных параметров от нормативных значений) и от режима ведения поезда машинистом. Используя системы уравнений (9), (10), можно также оценить затраты энергии на паразитные движения, к коим относятся колебания виляния и относа железнодорожного экипажа, связать устойчивость невозмущенного движения поезда с режимами его ведения.

№ШЩ Ш20Т0

Метод разделения движений является эффективным инструментом оценки динамических подсистем (колебаний кузова, рам тележек и процессов проскальзывания колесных пар), имеющих постоянные времени, отличающиеся друг от друга на несколько порядков.

Полученные результаты свидетельствуют, во-первых, о значительном влиянии величины продольного зазора в буксовых проемах на динамическую нагруженность концевых частей боковых рам вагонов, что в решающей мере и предопределяет возникновение в них трещин, угрожающих безопасности движения поезда, и, во-вторых, еще раз указывают на острую необходимость кардинального улучшения динамических качеств тележки грузового вагона путем отказа от морально устаревшей типовой схемы обрессоривания железнодорожного экипажа.

Список литературы

1. Лазарян, В. А. Устойчивость движения локомотивов и вагонов [Текст] /

B. А. Лазарян // Железные дороги мира. - 1978. - № 6. - С. 3 - 8.

2. Carter, F. W. On the action of a locomive driving wheel [Текст] / F. W. Carter - Proc. Roy. Soc., 1926. - V. 112. - P.151.

3. Pater, A. D. Non - linear model of a single wheelset moving with constant speed on a purely straigt [Текст] / A. D. Pater // Int. J. of Non-Linear Mechanics. - 1980. - V. 15. - P. 315.

4. Kalker, J. J. On the rolling contact of two elastic bodies in the presence of dry friction [Текст] / J. J. Kalker // Thesis, Delft. - 1967. - Pp. 7 - 155.

5. Тихонов, А. Н. Системы дифференциальных уравнений, содержащие малые параметры при производных [Текст] /А. Н. Тихонов // Матем. сб. - 1952. - Т. 31(73). - № 3. - С. 575 -586.

6. Кондратьев, В. Ф. О влиянии неголономных связей на устойчивость и колебания одной механической системы [Текст] / В. Ф. Кондратьев // Изв. АН СССР. - 1975. - № 2.

C. 175 - 184.

7. Неймарк, Ю. И. Динамика неголономных систем [Текст] / Ю. И. Неймарк, Н. А. Фу-фаев - М.: Наука, 1967. - 519 с.

8. Голубенко, А. Л. Сцепление колеса с рельсом [Текст] / А. Л. Голубенко Киев: Вшол, 1993. - 448 с.

9. Krettek, O. Der Grosswahlprufstand [Текст] / O. Krettek, K. D. Gramatke // ETR -Eisenbahntechnische Rundschau. - 1976. - V.25. - № 5. - S. 271- 272. - Pp. 307 - 310.

10. Recklington, A. R. Effects of lateral forces when propelling round steep curves [Текст]/ A. R. Recklington // Raiway Gas. - 1965. - V. 121. - Pp. 942 - 945.

УДК 656.212.6.073.22

Е. Д. Псеровская, С. Ю. Хорунжин

ИЗУЧЕНИЕ ДИНАМИКИ МНОГОЯРУСНОГО ГРУЗА И ВОСПРИНИМАЕМЫХ КРЕПЛЕНИЕМ НАГРУЗОК ПРИ МАНЕВРОВЫХ СОУДАРЕНИЯХ ВАГОНОВ

Обеспечение безопасности движения поездов и сохранности перевозимых грузов зависит от правильности разработанных технических условий размещения и крепления грузов в вагонах. Исследование в данной области может осуществляться с помощью теоретических и экспериментальных методов. Анализ современных тенденций совершенствования техники показывает, что использование просто экспериментального метода проб и ошибок нерационально, так как требует значительных трудовых и материальных затрат. Более эффективным является системный подход, который позволяет рационально сочетать теоретические и экспериментальные методы исследования [1].

Увеличение объема перевозок грузов ведет к интенсификации маневровых операций и, как следствие, к росту скорости соударения вагонов. Увеличение скорости маневровых со-