Динамические процессы в тяговом приводеэлектровоза ЭП20 в режиме боксования Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

БИБЛИОГРАФИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ СТАТЬИ BIBLIOGRAPHIC DESCRIPTION

Калиева, С. Т. Анализ современных методов технической диагностики, применяемых для контроля топливной аппаратуры дизеля локомотива [Текст] / С. Т. Калиева, В. Н. Панченко // Известия Транссиба / Омский гос. ун-т путей сообщения. - Омск. - 2018. -№ 1(33). - С. 30 - 38.

Kalieva S. T., Panchenko V. N. Analysis of modern technical diagnostics methods applied for monitoring of diesel lokomotive fuel equipment. Journal of Transsib Railway Studies, 2018, vol. 33, no 1, pp. 30 - 38 (In Russian).

УДК 629.423 + 6

П. А. Коропец, С. А. Хачкинаян, А. В. Кашуба

Ростовский государственный университет путей сообщения (РГУПС), г. Ростов-на-Дону, Российская Федерация

ДИНАМИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ В ТЯГОВОМ ПРИВОДЕ ЭЛЕКТРОВОЗА ЭП20 В РЕЖИМЕ БОКСОВАНИЯ

Аннотация. Построена математическая модель тягового привода электровоза ЭП20 для исследования динамических процессов в режиме боксования. Определены собственные частоты и коэффициенты форм динамической системы. Выполнена оценка устойчивости привода по отношению к фрикционным автоколебаниям. Рассчитаны динамические нагрузки в элементах привода при единичной угловой скорости скольжения колес. Сформулированы рекомендации по повышению динамических качеств тягового привода в режиме боксо-вания.

Ключевые слова: математическая модель собственные частоты, фрикционные автоколебания, устойчивость, динамические нагрузки.

Peter A. Koropets, Stepan A. Khachkinayan, Alexander V. Kashuba

Rostov State Transport University (RSTU), Rostov-on-Don, Russia

DYNAMIC PROCESSES IN THE TRACTION DRIVE OF THE ELECTRIC LOCOMOTIVE EP20 IN SLIDING MODE

Abstract. The mathematical model of traction drive Electric locomotive EP20 for research of dynamic processes in a mode of boxing is constructed. The natural frequencies and coefficients of the forms of the dynamic system are determined. The stability of the drive in relation to frictional self-oscillations is estimated. Dynamic loads in the drive elements at a single angular speed of wheel slip are calculated. The recommendations on increasing the dynamic qualities of the traction drive in the sliding mode are formulated.

Keywords: mathematical model, natural frequencies, frictional self-oscillations, stability, dynamic loads.

Электровоз ЭП20 задуман как головной проект масштабной программы широкого ряда российских электровозов нового поколения. Поэтому работы по поиску новых перспективных конструкторских решений по его модернизации, а также по созданию на его базе новых машин продолжаются [1].

Одним из наиболее высоконагруженных режимов, встречающихся в эксплуатации подвижного состава, является режим боксования. Для этого режима характерны резкие изменения условий сцепления колес с рельсами, высокие скорости скольжения колес относительно рельсов и динамические нагрузки в элементах тягового привода, в несколько раз превышающие нагрузки в режимах тяги, выбега или торможения.

Данная статья посвящена исследованию динамических качеств тягового привода электровоза ЭП20 в режимах боксования. Исследование выполняется с помощью математических моделей и разработанных на их основе аналитических методов расчета.

В настоящее время в открытых источниках (статьи, доклады и пр.) практически отсут-

ствует информация о результатах натурных испытаний новых конструкций подвижного состава. В ряде случаев неизвестно даже, проводились ли вообще те или иные натурные испытания. Электровоз ЭП20 в этом смысле не является исключением.

В СССР испытания на боксование были обязательными для всех видов отечественного и поставляемого из-за рубежа тягового подвижного состава. При этом предполагалось, что электронные средства борьбы с боксованием отсутствуют или не исправны. Они преднамеренно отключались и начинались фактически испытания тягового привода на прочность.

Такой подход (нагрузки на грани разрушения), несмотря на высокую достоверность получаемой информации, существенно ограничен количеством образцов и вариантов испытываемых конструкций. Кроме того, такие испытания требуют больших затрат материальных средств и времени.

Свободным от указанных недостатков является математическое моделирование, позволяющее за сравнительно малое время в пределах ограниченных средств получить информацию о динамических процессах в тяговом приводе, об уровне динамических нагрузок и о возможных путях совершенствования его конструкции.

Целью настоящей работы было исследование методами математического моделирования особенностей динамических процессов в тяговом приводе электровоза ЭП20 в режиме бок-сования.

Механическая часть электровоза ЭП20 состоит из кузова и трех двухосных бесшкворневых тележек. Тяговый электродвигатель (ТЭД) - асинхронный ДТА-1200А с часовой мощностью 1200 кВт. Подвеска тяговых двигателей и редукторов - опорно-рамная с полым валом и поводковыми муфтами [2 - 4]. По классификации работы [5] - тяговый привод 3-го класса.

Электровоз ЭП20 предназначен для вождения пассажирских поездов, масса которых значительно меньше массы грузовых составов. Тем не менее при эксплуатации могут создаваться условия для развития боксования: влажные или замасленные рельсы, необходимость интенсивного разгона на подъеме, сбои в системе управления тягой и пр.

В настоящее время хорошо изучены условия возникновения боксования, разработаны и экспериментально подтверждены методики исследования этих режимов [6 - 11].

При построении математической модели учитывались особенности режимов боксования, конструкция тягового привода, а также условие, чтобы модель была минимальной размерности и сложности и вместе с тем отражала основные интересующие при исследовании свойства реального объекта.

Главной особенностью режимов боксования является то, что оно происходит при малых скоростях движения, когда тяговый момент может достигать максимального момента сцепления, т. е. в том диапазоне скоростей, где на тяговой характеристике предусмотрено ограничение по сцеплению [4, 12].

Поэтому при малых скоростях можно пренебречь вынужденными колебаниями экипажа и ограничиться моделированием только крутильной системы привода. Кроме того, следует иметь в виду, что обнаруженные закономерности, например, развитие фрикционных автоколебаний при скольжении колес, проявятся и при внешнем возмущении.

При боксовании равновесный режим скольжения смещается на падающий участок характеристики сцепления, имеющий отрицательный угол наклона, что может трактоваться как «отрицательное трение» [10 - 12]. В этом случае в приводе возможно развитие противофазных автоколебаний колес с узлом в оси колесной пары. Поэтому колесная пара представлена как две упруго связанные между собой сосредоточенные вращающиеся массы [12].

Трансмиссия (полый вал и две поводковые муфты) между ведомым зубчатым колесом тягового редуктора и колесом колесной пары отражены единой упруго-диссипативной связью. Инерционные свойства полого вала не учитываются. Момент инерции ротора ТЭД первоначально приведен к оси колесной пары.

В целом при построении математической модели приняты допущения, основанные на

опыте ранее выполненных исследований и имеющие экспериментальное подтверждение

[6 - 11].

Совмещенные характеристики момента сцепления и тягового момента и расчетная схема динамической системы «тяговый привод - путь» показаны на рисунке 1.

а б

Рисунок 1 - Совмещенные характеристики моментов, действующих на тяговый привод (а), и модель крутильной системы привода (б)

На рисунке 1 характеристики моментов изображены схематично и отражают переход от режима реализации устойчивой тяги ( М*0, ф*0 ) к режиму боксования ( М*, ф*).

Движение расчетной модели описывается системой дифференциальных уравнений, полученной с применением принципа Д'Аламбера:

Л Ф, + Ьм ( Ф} - Фы) + ^м ( Ф1 - Фк1) = Мт ( Фок );

Л4 + Ьм(к -Ф}) + См(Фи -Ф1) + К (4 - к2) + С(фи -фк2) = Мс1(Ф>и); (1)

ОкФк2 + Ьо (Фк2 - Фк1) + Со (фк2 - фк1) = Мс2 (Фк2 ) ,

где ф фк 1; фк2 - обобщенные угловые координаты динамической системы;

О Ок - соответственно приведенный момент инерции ротора ТЭД и момент инерции колес относительно оси вращения;

см, Ьм - эквивалентная торсионная жесткость и коэффициент демпфирования двух последовательно соединенных поводковых муфт и полого вала;

со, Ьо - упругие и диссипативные характеристики оси колесной пары;

Мс 1(фк1), Мс2(фк2) - моменты сцепления колес рельсами.

Момент сцепления Мск( ), приложенный к 5-му колесу колесной пары, определяется по выражению

М^ (фъ) = 0,5Як Пу к (4), (2)

где По - осевая нагрузка ( По = 21,5 т = 211 кН );

Як - радиус колеса по кругу катания (Як = 0,625 м);

к(Фк*) = У / Уо - безразмерная характеристика, показывающая зависимость отношения мгновенного коэффициента сцепления у к его максимальному значению у/о от скорости

скольжения колеса фь.

При заданной скорости движения электровоза V, км/ч, значение уо определяется по известному соотношению [12]:

4

Уо = ¥0(У) = 0,28 + -

- 0,0006 •V.

(3)

50+6•V

Для определенности в дальнейших расчетах принимаем скорость электровоза

V = 5 км/ч = 1,39 м/с.

Для этой скорости движения:

- угловая скорость колесной пары ^ = V / 3,6Як = 2,22 с 1;

- максимальный коэффициент сцепления из выражения (3) у0(5) = 0,327 ;

- максимальный момент сцепления на одну ось

МСтах = ЯкПоуо (5) = 0, 625 • 211 • 0,327 = 43,12 кНм.

Безразмерная характеристика сцепления к(фск) = у/уо аппроксимирована кусочно-

линейной функцией - рисунок 2, таблица 1.

В таблице 1 приведены также значения жесткостей (угловых коэффициентов наклона касательных) для различных участков аппроксимации.

V ¥0 о,2

Рисунок 2 - Безразмерная характеристика сцепления

Существует справедливое мнение [10], что для исследования таких нестационарных режимов, как боксование, необходимо рассматривать полную электромеханическую систему «экипаж - тяговый привод - путь».

Таблица 1 - Параметры аппроксимации характеристики сцепления

Фск , С-1 0 0,1 1 2 3 4 5 6 7 8 9

к(4) 0 1 0,82 0,68 0,58 0,52 0,47 0,44 0,42 0,41 0,40

^¿к ) / ¿Фк 0 10 -0,20 -0,14 -0,10 -0,06 -0,05 -0,03 -0,02 -0,01 -0,01

Ь, кНмс 0 431,2 -8,624 -6,04 -4,31 -2,59 -2,16 -1,29 -0,86 -0,43 -0,0

Однако это возможно лишь тогда, когда есть полная и достоверная информация о характеристиках силовой схемы, параметрах и настройках системы управления. Необходимо иметь данные хотя бы о квазистатической тяговой характеристике ТЭД. Если этой информации нет, то учет электромагнитных процессов невозможен, а результат таких попыток непредсказуем.

Заметим, что закономерности и свойства, обнаруженные при исследовании только механической модели, проявятся и при работе механической части совместно с любой системой управления [8].

Тяговая характеристика ТЭД зависит от системы управления. Известно, что на электровозе ЭП20 установлены асинхронные ТЭД и астатическая система управления скоростью [2 - 4]. Это значит, что в режиме тяги система управления не допускает угловых колебаний

ротора ТЭД относительно его равновесной (заданной) скорости вращения: фф = ф* = const, фз = 0

Следовательно, ротор участвует в крутильных колебаниях только в режиме выбега, в режимах тяги (боксования) и электрического торможения ротор ТЭД можно рассматривать вращающимся с постоянной угловой скоростью, а в динамических координатах (в отклонениях от стационарных значений) - «защемленным» относительно статора.

Таким образом, в различных режимах крутильная система привода будет иметь различную структуру и различные собственные частоты [7].

Вместе с тем допущение о «защемленном» роторе ТЭД позволяет упростить расчетную схему математической модели и уйти от необходимости моделировать не определенные в полной мере электрические процессы в силовых цепях ТЭД и в системе управления.

Параметры крутильной системы, отражающей упрощенную модель привода электровоза ЭП20 для исследования режимов боксования, представлены в таблице 2.

Таблица 2 - Параметры крутильной системы тягового привода

Наименование параметра Обозначение Размерность Значение

Момент инерции колеса отн. оси вращения Торс. жесткость двух муфт полого вала Торс. жесткость оси колесной пары Торс. коэф. демпф. двух муфт полого вала Торс. коэф. демпф. оси колесной пары Jk см Со к к тм2 кНм кНм кНмс кНмс 0,215 1800 12000 3,6 0,5

Для оценки качеств динамической системы необходимо рассмотреть работу осцилляторы, из которых состоит система, т. е. нужно провести частотный анализ исследуемой динамической модели тягового привода.

Исключение из рассмотрения колебаний ротора ТЭД равноценно допущению, что

J =

или g = ■

Пренебрегая демпфированием, составим, раскроем и приравняем к нулю определитель системы (1), записанной в отклонениях, в которой исключены из рассмотрения колебания ротора:

Д, =

с, + с -(&J,

-с

с -( J,

= 0.

(4)

Получаем частотное уравнение (уравнение относительно ():

(см + Co -(2JJ(c0 -(Jk) - Co2 = 0.

(5)

ОО

с

О

Подставляя числовые значения величин из таблицы 2 в уравнение (5) и решая его относительно ю, получим:

щ = 63,48 с-1 = 10,1 Гц ; ю2 = 340,5 с-1 = 54,2 Гц .

Принимая коэффициент формы первого (связанного с муфтой) колеса колесной пары за единицу (/ик и = 1) и следуя процедурам, описанным в работах [10, 14], найдем коэффициент формы второго колеса при колебаниях с 1-й собственной частотой по выражению:

т = ем + л. (6,

Со

Подставляя числовые значения в уравнение (6), получаем: Цк21 = 1,078 и Цк 22 = -0,928.

Найденные собственные частоты и коэффициенты собственных форм позволяют оценить устойчивость привода по отношению к автоколебаниям методом энергетического баланса, описанным в работах [6, 11].

Суть метода состоит в следующем.

Если система находится на границе устойчивости, то из условия энергетического баланса следует, что средняя мощность, подводимая в систему в процессе автоколебаний с 1-й собственной частотой, равна средней мощности, рассеиваемой при автоколебаниях [8].

Автоколебания в системах с малой диссипацией близки к гармоническим и происходят с частотами, близкими к собственным частотам колебаний системы. Так как собственные формы колебаний ортогональны, то допустимо составить соотношения энергетического баланса для каждой из собственных форм колебаний отдельно [13, 14].

Влияние диссипативных параметров на собственные частоты и формы пренебрежимо мало, поэтому собственные частоты динамической системы с малой диссипацией можно определять без учета демпфирования.

В работе [6] получено выражение для определения критического демпфирования в муфтах Ъм ,, при котором динамическая система, аналогичная той, что показана на рисунке 1, находится на границе устойчивости:

т Д От!- + м12,) - Ъо М - м21)2 - гм-, ^

Ъм, =-:-75--, (7)

(М- -МкЪ )

где у и Д = 0,5Д - соответственно жесткость характеристики ТЭД и характеристики сцепления под каждым из колес в окрестности равновесного режима.

Демпфирование в оси колесной пары пренебрежимо мало, поэтому можно принять Ъо = 0.

В силу того, что ротор ТЭД принят защемленным, имеем: Мк и = 1 и Мр = 0 , а выражение (7) принимает вид:

Ъ"м, =Д(1 + ,). (8)

Подставляя в формулу (8) найденные ранее значения коэффициентов формы, получим величину граничного демпфирования в муфтах привода, при которой система находится на границе устойчивости по каждой из собственных частот:

ЪМ1 = Д(1 + 1,0782) = 2,162 Д; Ъм2 = Д(1 + 0,9282) = 1,861 Д.

Учитывая, что Д = 0, 5Д , где Д - крутизна характеристики суммарного момента сцепления колесной пары с рельсами, окончательно получим граничное демпфирование при колебаниях с низкой и высокой частотой соответственно: Ъм1 = 1,08 • Д и Ъм2 = 0,93 • Д.

Из таблицы 2 имеем: Д = 8,624 кНмс. Тогда Ъм1 = 9,31 кНмс и Ъм2 = 8,02 кНмс .

Значение коэффициента демпфирования Ьм в муфтах привода, приведенное в таблице 1, составляет всего 3,6 кНмс, откуда следует, что для гарантированного исключения автоколебаний необходимо значение Ьм увеличить как минимум в три раза.

Для подавления низкочастотных автоколебаний требуется демпфирование примерно на 16 % большее, чем для подавления высокочастотных.

Как именно динамическая система выбирает свою форму движения при выходе на устойчивый автоколебательный режим, описано в работе [7]. Оценка устойчивости возможных предельных циклов выходит за рамки задач, поставленных в данной работе.

Необходимо также иметь в виду, что данные по характеристике сцепления и по параметрам привода следует считать приблизительными. Поэтому окончательные выводы об устойчивости привода можно сделать только по результатам натурных испытаний.

Если автоколебания развиваются вокруг равновесного режима, соответствующего падающему участку, то по мере достижения амплитуды угловой скорости хотя бы одним из колес восходящего участка при дальнейшем ее росте включается фактор интенсивного рассеивания энергии (за счет существенной крутизны восходящего участка), который препятствует дальнейшему росту амплитуды автоколебаний.

Это означает, что наибольшая амплитуда угловой скорости колес при автоколебаниях с

погрешностью, не превышающей ± 5 %, по своей величине равна скорости ф* равновесного

режима (см. рисунок 1).

Отсюда следует, что амплитуды динамических нагрузок в элементах динамической системы при автоколебаниях пропорциональны равновесной угловой скорости скольжения колес [13, 14].

Как правило, при выходе на ограничение в автоколебательной системе устанавливается одночастотный режим. Поведение автоколебательных систем при многочастотных установившихся режимах описано в работе [7], где показано, что к мультичастотному устойчивому режиму приходят системы с кратным отношением собственных частот, что встречается крайне редко. В нашем случае собственные частоты не кратны, поэтому необходимо оценивать возможные нагрузки при одночастотных автоколебаниях с каждой из собственных частот.

Если одночастотные автоколебания близки к гармоническим колебаниям, то между амплитудами обобщенных координат и их производными (скоростями) существует известная

зависимость фшах = щ $шах, из которой следует соотношение:

<Тах ф

.¿шах _ ткг _ г*

тт

щ щ

(9)

Выражая угловые деформации муфт полого вала и оси колесной пары через обобщенные координаты и коэффициенты формы, нормируя коэффициенты формы к максимальным их значениям для каждой из частот, определим амплитуды соответствующих динамических моментов [14]:

АМ = с С" = с

мг м тк ]

1 Ф* Л ^

• • —; АМ = с

Фкн ~Фк2г I = с

I1 ~Мк2г \ Ф*

щ

(10)

, ,|шах ^ О О ' КИ ¡к 2/1 и ш

\ т|ш щ \ т к

Подставляя в выражения (10) числовые значения величин, получим:

- для низкочастотных колебаний АМм1 = 26,3 •ф* кНм и АМо1 = 14,74 • ф* кНм ;

- для высокочастотных колебаний АМм2 = 5,29 •ф* кНм и АМи2 = 67,9 • ф* кНм . Полученный результат свидетельствует о том, что даже при сравнительно небольшой

равновесной угловой скорости скольжения ф* = 1 с-1 за счет автоколебаний в элементах привода возникают существенные динамические нагрузки.

Так, при низкочастотных автоколебаниях амплитуда динамического момента в упругих

муфтах равна 26,3 кНм, что составляет 60 % от максимального для данной скорости тягового момента - 43,12 кНм.

При высокочастотных автоколебаниях динамический момент в оси колесной пары 67,9 кНм более, чем в три раза превышает максимальный для данной скорости тяговый момент 21, 56 кНм .

Если не увеличить демпфирование в муфтах и оставить его на прежнем уровне (Ъм = 3,6 кНмс), то опасность развития автоколебаний сохранится до скоростей скольжения

фск = ф* = 3...4 с-1 (см. таблицу 1). Тогда при автоколебаниях возможные нагрузки в элементах привода возрастут в три - четыре раза по сравнению с нагрузками, вычисленными для скорости скольжения ф* = 1 с-1.

Чрезвычайно важным результатом прямого моделирования динамической системы является тот факт, что в системе, неустойчивой одновременно по двум формам колебаний, в начале боксования развиваются обе формы автоколебаний, а при выходе на ограничение (на устойчивый предельный цикл) сохраняется только одна - именно низкочастотная форма.

Объясняется это тем, что инкремент колебаний по низкой частоте выше, чем по высокой частоте. Низкочастотная форма имеет более высокий темп развития, отнесенный к периоду колебаний, и поэтому интенсивнее «захватывает» все энергетические ресурсы системы, восполняемые при автоколебаниях за счет «отрицательного демпфирования» [7, 13].

Этот эффект может быть широко и удачно использован для подавления в системе какой-либо нежелательной формы ее развития.

В данном случае так и происходит - благодаря развитию низкочастотной формы подавляется высокочастотная форма, опасная своими высокими динамическими нагрузками в оси колесной пары. Основным условием формирования указанного эффекта является наличие жесткой астатической системы управления скоростью, не допускающей интенсивных колебаний ротора ТЭД.

Если допустить колебания ротора, то за счет электромагнитных переходных процессов возрастет средняя мощность, рассеиваемая при низкочастотных автоколебаниях. Низкочастотная форма начнет затухать, а для высокочастотной формы энергетический баланс практически не изменится. И тогда «инициатива развития» перейдет к высокочастотным автоколебаниям, сопровождающимся опасными нагрузками в оси колесной пары.

На основе выполненных расчетов можно сформулировать следующие выводы и рекомендации.

1. Причиной высоких динамических нагрузок в элементах тягового привода при боксо-вании являются фрикционные автоколебания в трансмиссии. Поэтому при исследовании режимов боксования (как теоретических, так и экспериментальных) в первую очередь необходимо оценить устойчивость тягового привода по отношению к автоколебаниям. Уровень демпфирования в упругих элементах привода должен выбираться из условий гарантированного подавления всех возможных форм автоколебаний.

2. Расчеты показали, что коэффициент демпфирования в элементах упругих муфт необходимо увеличить в три раза по сравнению с указанным в исходных данных значением.

3. Величина динамических нагрузок пропорциональна равновесной угловой скорости скольжения колес. Следовательно, для снижения этих нагрузок необходимо уменьшать максимальную равновесную скорость скольжения колес.

4. Кардинальной мерой снижения нагрузок в элементах тягового привода в нестационарных режимах является исключение режима боксования как такового.

5. При создании системы управления тягой следует учитывать динамические свойства трансмиссии и особенности фрикционного контакта колес с рельсами.

Список литературы

1. Электровозы нового поколения. Виртуальная тематическая подборка [Текст] / Дорожная научно-техническая библиотека СКЖД - филиала ОАО «РЖД». - Ростов-на-Дону, 2013. -27 с.

2. Руководство по эксплуатации Книга 1. Электровоз магистральный ЭП20 Описание и работа. Электрические схемы. 3ТС.085.003 РЭ1 [Текст] / ООО «ТРТранс». - Новочеркасск, 2012. - 297 с.

3. Руководство по эксплуатации Книга 3. Электровоз магистральный ЭП20 Описание и работа. Электрические машины. 3ТС.085.003 РЭ3 [Текст] / ООО «ТРТранс». - Новочеркасск, 2012. - 115 с.

4. Руководство по эксплуатации Книга 7. Электровоз магистральный ЭП20 Описание и работа. Механическая часть. 3TC.085.003 РЭ7 [Текст] / ООО «ТРТранс». - Новочеркасск, 2012. - 56 с.

5. Бирюков, И. В. Тяговые передачи электроподвижного состава железных дорог [Текст] / И. В. Бирюков, А. И. Беляев, Е. К. Рыбников. - М.: Транспорт, 1986. - 256 с.

6. Коропец, П. А. Метод оценки устойчивости упругих систем с малой диссипацией [Текст] / П. А. Коропец // Вестник РГУПСа / Ростовский гос. ун-т путей сообщения. - Ростов-на-Дону. - 2016. - № 1. - С. 32 - 41.

7. Коропец, П. А. Динамика и устойчивость механических систем с трением [Текст] / П. А. Коропец // Сборник авторских статей. - Lambert Academic Publishing, 2012. - 138 с.

8. Коропец, П. А. Прогнозирование боксования колесных пар подвижного состава [Текст] / П. А. Коропец / Ростовский гос. ун-т путей сообщения. - Ростов-на-Дону, 2012. -165 с.

9. Коропец, П. А. Снижение динамических нагрузок в оси колесной пары локомотивов с опорно-рамным приводом при боксовании [Текст] / П. А. Коропец // Тезисы докладов всесоюзной науч.-техн. конф. «Создание и техническое обслуживание локомотивов большой мощности» / Ворошиловгр. маш. ин-т. - Ворошиловград, 1985. - 231 с.

10. Павленко, А. П. Динамика тяговых приводов магистральных локомотивов [Текст] / А. П. Павленко. - М.: Машиностроение, 1991. - 192 с.

11. Павленко, А. П. Динамические напряжения в колесной паре локомотива при нарушении контакта колес с рельсами [Текст] /А. П. Павленко, П. А. Коропец // Материалы II меж-дунар. трибологического симпозиума. - ПНР, Краков. - 1986. - С. 413 - 418.

12. Деев, В. В. Тяга поездов [Текст] / В. В. Деев, Г. А. Ильин, Г. С. Афонин. - М.: Транспорт, 1987. - 264 с.

13. Ланда, П. С. Автоколебания в системах с конечным числом степеней свободы [Текст] / П. С. Ланда. - М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит. 1980. - 360 с.

14. Пановко, Я. Г. Введение в теорию механических колебаний [Текст] / Я. Г. Пановко. -М.: Наука, 1980. - 272 с.

References

1. Elektrovozy novogo pokoleniya. Virtual'naya tematicheskaya podborka (New generation electric locomotives. Virtual thematic selection). Rostov-na-Dony: Dorozh-naya nauchno-tekhnicheskaya biblioteka SKZHD - filiala OAO «RZHD», 2013. 27 p.

2. Rukovodstvo po ekspluatatsii Kniga 1. Elektrovoz magistral'nyy EP20 Opisaniye i rabota. Elektricheskiye skhemy. 3TS.085.003 RE1 (The user manual for Book 1. The mainline electric locomotive EP20 Description and operation. Electrical circuit. 3TS.085.003 RE1). LLC «Trtrans». Novocherkassk, 2012. 297 p.

3. Rukovodstvo po ekspluatatsii Kniga 3. Elektrovoz magistral'nyy EP20 Opisaniye i rabota. Elektricheskiye mashiny. 3TS.085.003 RE3 (Operating manual Book 3. The mainline electric locomotive EP20 Description and operation. Electric machine. 3TS.085.003 RE3). LLC «Trtrans». Novocherkassk, 2012. 115 p.

4. Rukovodstvo po ekspluatatsii Kniga 7. Elektrovoz magistral'nyy EP20 Opisaniye i rabota. Mekhanicheskaya chast'. 3TC.085.003 RE7 (Operating manual Book 7. The mainline electric locomotive EP20 Description and operation. Mechanical part. 3TC.085.003 RE7). LLC «Trtrans». Novocherkassk, 2012. 56 p.

5. Biryukov I. V. Tyagovyye peredachi elektropodvizhnogo sostava zheleznykh do-rog (Traction transmission of electric rolling stock of Railways). Moscow: Transport, 1986. 256 p.

6. Koropets P. A. Method of estimation of stability of elastic systems with small dissipation [Metod otsenki ustoychivosti uprugikh sistem s maloy dissipatsiyey]. Vestnik RGUPS. Rostov-na-Dony. 2016. no 1. pp. 32 - 41.

7. Koropets P. A. Dinamika i ustoychivost' mekhanicheskikh sistem s treniyem (Dynamics and stability of mechanical systems with friction). Sbornik avtorskikh statey. Lambert Academic Publishing, 2012. 138 p.

8. Koropets P. A. Prognozirovaniye boksovaniya kolesnykhparpodvizhnogo sostava (Forecasting of rolling stock wheel pairs Boxing). Roszheldor, Rost. gos. un-t putey soobshch. Rostov-na-Donu: RGUPS, 2012. 165 p.

9. Koropets P. A. Snizheniye dinamicheskikh nagruzok v osi kolesnoy pary lokomotivov s oporno-ramnym privodom pri boksovanii (Reduction of dynamic loads in the axle of the locomotive wheelset with the support frame drive during Boxing). Voroshilovgrad. 1985. p. 231.

10. Pavlenko A. P. Dinamika tyagovykh privodov magistral'nykh lokomotivov (Dynamics of traction drives of main locomotives). Moscow: Mashinostroyeniye, 1991. 192 p.

11. Pavlenko A. P. Dinamicheskiye napryazheniya v kolesnoy pare lokomotiva pri narushenii kontakta koles s rel'sami (Dynamic stresses in the locomotive wheelset in case of violation of contact between the wheels and the rails). Krakov. 1986. pp. 413 - 418.

12. Deyev V. V., Il'in G. A.,. Afonin G. S. Tyagapoyezdov (Train pull). Moscow: Transport, 1987. 264 p.

13. Landa P. S. Avtokolebaniya v sistemakh s konechnym chislom stepeney svobody (Self-oscillations in systems with a finite number of degrees of freedom). Moscow: Nauka. 1980. 360 p.

14. Panovko Ya. G. Introduction to the theory of mechanical oscillations (Introduction to the theory of mechanical vibrations). Moscow: Nauka, 1980. 272 p.

ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРАХ

Коропец Петр Алексеевич

Ростовский государственный университет путей сообщения (РГУПС).

Ростовского стрелкового полка народного ополчения пл., д. 2, г. Ростов-на-Дону, 344038, Российская Федерация.

Кандидат технических наук, доцент кафедры «Электрический подвижной состав», РГУПС.

Тел.: +7-951-831-68-24.

E-mail: vega99@front.ru

Хачкинаян Степан Аликович

Ростовский государственный университет путей сообщения (РГУПС).

Ростовского стрелкового полка народного ополчения пл., д. 2, г. Ростов-на-Дону, 344038, Российская Федерация.

Старший преподаватель кафедры «Электрический подвижной состав», РГУПС.

Тел.: +7-928-156-17-22.

E-mail: hsa500@yandex.ru

INFORMATION ABOUT THE AUTHORS

Koropets Peter Alexeyevich

Rostov State Transport University (RSTU). 2, Rostovskogo Strelkovogo Polka Narodnogo Opolcheniya sq., Rostov-on-Don, 344038, Russia.

Ph. D., associate professor of the department «Electric rolling stock» RSTU. Tel: +7-951-831-68-24. E-mail: vega99@front.ru

Khachkinayan Stepan Alikovich

Rostov State Transport University (RSTU). 2, Rostovskogo Strelkovogo Polka Narodnogo Opolcheniya sq., Rostov-on-Don, 344038, Russia.

Senior Lecturer of the department «Electric rolling stock» RSTU.

Tel: +7-928-156-17-22. E-mail: hsa500@yandex.ru

Кашуба Александр Викторович

Ростовский государственный университет путей сообщения (РГУПС).

Ростовского стрелкового полка народного ополчения пл., д. 2, г. Ростов-на-Дону, 344038, Российская Федерация.

Аспирант кафедры «Электрический подвижной состав», РГУПС.

Тел.: +7-952-605-60-66.

E-mail: kashuba-av@mail.ru

Kashuba Alexander Viktorovich

Rostov State Transport University (RSTU). 2, Rostovskogo Strelkovogo Polka Narodnogo Opolcheniya sq., Rostov-on-Don, 344038, Russia.

Postgraduate of the department «Electric rolling stock» RSTU.

Tel: +7-952-605-60-66. E-mail: kashuba-av@mail.ru

БИБЛИОГРАФИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ СТАТЬИ

Коропец, П. А. Динамические процессы в тяговом приводе электровоза ЭП20 в режиме боксования [Текст] / П. А. Коропец, С. А. Хачкинаян, А. В. Кашуба // Известия Транссиба / Омский гос. ун-т путей сообщения. - Омск. - 2018. - № 1(33). - С. 38 - 48.

BIBLIOGRAPHIC DESCRIPTION

Koropets P. A., Khachkinayan S. A., Kashuba A. V. Dynamic processes in the traction drive of the electric locomotive EP20 in sliding mode Journal of Transsib Railway Studies, 2018, vol. 33, no 1, pp. 38 - 48 (In Russian).

УДК 629.4.047.8

Ю. И. Матяш, И. А. Гаджиев

Омский государственный университет путей сообщения (ОмГУПС), г. Омск, Российская Федерация

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ УСТРОЙСТВА ЭЛЕКТРОПИТАНИЯ ДЛЯ БОРТОВОЙ СИСТЕМЫ ДИАГНОСТИРОВАНИЯ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ ГРУЗОВОГО ВАГОНА НА ХОДУ ПОЕЗДА

Аннотация. В статье рассмотрена актуальность проблемы создания бортовой системы диагностирования технического состояния грузового вагона, обозначены недостатки существующих средств диагностирования. Проведен патентный поиск источников электрической энергии для грузовых вагонов, определены их особенности. Предложена авторская конструкция устройства электропитания для диагностирования технического состояния грузового вагона на ходу поезда.

Ключевые слова: грузовой вагон, перевозки грузов, система диагностирования, источники электропитания, безопасность движения.

Yuriy I. Matyash, Ibragim A. Gadzhiev

Omsk State Transport University (OSTU), Omsk, the Russian Federation

DEVELOPMENT OF ELECTRICAL SUPPLY DEVICE FOR ON-BOARD

SYSTEM OF DIAGNOSING THE TECHNICAL CONDITION RAILWAY CAR DURING MOVEMENT OF THE TRAIN

Abstract. The article considers the urgency of the problem of creating an on-board system of diagnosing the technical condition of railway car, the shortcomings of the existing diagnostic tools are indicated. Patent search of electric power sources for freight wagons has been carried out, their features have been determined. The author's design of the power supply device is proposed to diagnose the technical condition of railway car on the trip.

Keywords: railway car, freight transportation, diagnostic system, power supplies, traffic safety.

В настоящее время в России эксплуатируется свыше 1 млн грузовых вагонов [1], обеспечивающих грузооборот, равный 2492,9 млрд ткм, что составляет 45,5 % от общего грузооборота в стране по данным за 12 месяцев 2017 г. [2]. Помимо этого в 2014 г. стратегией развития холдинга «РЖД» в роли одной из приоритетных поставлена задача по увеличению пере-

48 ИЗВЕСТИЯ Транссиба № 1(33) OfИ Я

2U1 о