CC BY
32
УДК 629.4.067
Мямлин С.В., д.т.н., профессор (ДИИТ) Дегтярева Л.Н., ст.преподаватель (ВНУ им. Вл. Даля) Осенин Ю.И., д.т.н., профессор (ВНУ им. Вл. Даля)
КОЛЕСО ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ЭКИПАЖА С ВНЕШНИМ
ГРЕБНЕМ
Уровень безопасной эксплуатации подвижного состава на железных дорогах определяется наличием запаса стойкости рельсового экипажа, поэтому решению вопросов предотвращения сходов рельсовых экипажей с рельсов является большой научно-прикладной задачей, для решения которой проводятся численные экспериментальные и теоретические исследования. Рост грузооборота и скорости движения на сети железных дорог вызывает значительное увеличение количества повреждений колес и рельсов, а также, как следствие, рост вероятности сходов вагонов с рельсов. Опасность увеличивается в случае транспортировки экологическинебезопасных веществ.
Следует отметить, что количество катастроф и аварий, которые связаны со сходами подвижного состава с рельсов, составляет больше 70% транспортных происшествий [1].
Одной из главных причин сходов подвижного состава с рельсов можно назвать вкатывание гребней колес на головку рельсов по целому ряду возможных причин и обстоятельств. Поэтому направление исследований, связанное с созданием устройств, предотвращающих сход колес подвижного состава с рельсов, является актуальным для железнодорожного транспорта Украины.
Известно, что очертания профиля колеса и поверхности рельса существенно влияют на показатели контактного взаимодействия, динамические показатели движения железнодорожного экипажа в целом и срок службы колес и рельсов. Так в работе [2] оптимизация колесных профилей признается одним из самых эффективных средств улучшения взаимодействия подвижного состава и колеи, это способствует снижению поперечных сил и напряжений во взаимодействии колеса и рельса, и ослабляют динамическое влияние подвижного состава на рельсы.
Гребень существующего железнодорожного колеса предназначен для ограничения поперечных перемещений колесной пары в колее, вызванных боковым относом и вилянием. При незначительной интенсивности виляния гребень колеса действительно препятствует поперечному перемещению колесной пары за пределы колеи. Однако, с ростом скорости движения вагонов, колесные пары, особенно изношенные, совершают все более интенсивные колебания виляния. Это приводит к поперечному перемещению колесной пары в пределах зазора в колее и поочередно гребни левого и правого колеса касаются рельсов. Из-за своей большой коничности, гребни колесных пар, касаясь рельса, стремятся вкатиться на него, что и происходит при достаточно больших скоростях набегания колесной пары на рельс. При этом колесная пара со стороны набегающего колеса приподнимается над рельсом, вплоть до отрыва поверхности катания набегающего колеса от рельса. После вкатывания гребня набегающего колеса на головку рельса процесс возврата колесной пары в пределы колеи становится практически невозможным, т.к. с этого момента ничто не удерживает колесную пару в колее. Возврат возможен лишь в случае внешнего воздействия на колесную пару. Например, возникновение поперечной силы в автосцепке, «сдергивающей» набегающую колесную пару с рельса. Но эти «стабилизирующие» движение воздействия носят случайный, непредсказуемый характер и не могут приниматься во внимание, как факторы, способствующие устойчивому движению колесной пары в пределах колеи.
С целью предотвращения подобных ситуаций предлагается оснастить колеса еще одним гребнем с наружной стороны колеса или другим аналогичным устройством [3]. Такой дополнительный, наружный гребень должен иметь, подобно основному гребню, некоторый угол наклона к горизонтальной плоскости для предотвращения ударов по рельсу при значительном поперечном перемещении колесной пары. Однако представляется очевидным, что этот угол должен быть больше угла наклона основного гребня для того, чтобы избежать процесса вкатывания не набегающего колеса внешним гребнем на рельс. Кроме этого зазор между не набегающим колесом и рельсом с внешней стороны колеи должен быть достаточно большим, чтобы внешний гребень не препятствовал поперечному перемещению колесной пары до того момента, когда набегающее колесо, вкатываясь на головку рельса, потеряет контакт с рельсом по поверхности катания. Таким образом, при выборе профиля колеса с внешней стороны колеи необходимо установить
значения 2-х параметров: зазора между рельсом и внешним гребнем и угол наклона к горизонтали внешнего гребня.
Примерный вид колесной пары, колеса которой оборудованы внешними гребнями, показан на рисунке 1.
У
Рисунок 1 - Положение колесной пары в колее
На этом рисунке обозначены следующие величины:
- 8В - внутренний зазор с колее, как правило равен 6мм;
- 5Н - наружный зазор в колее, 5Н >> 3В;
- вВ - угол наклона основного (внутреннего) гребня;
- вн - угол наклона дополнительного (наружного) гребня вн < вВ;
- г - радиус колеса по кругу катания;
- 2£ - ширина колеи по кругам катания колес.
В процессе поперечного перемещения колесной пары (например, вправо) с последующим вкатыванием гребня правого колеса на головку рельса колесная пара займет положение, показанное на рисунке 2.
Рисунок 2 - Положение колесной пары после вкатывания набегающего
колеса на рельс
При этом набегающее (в данном случае правое) колесо будет иметь одну точку контакта с рельсом. А ненабегающее - две точки контакта: на поверхности катания и с наружной стороны рельса по внешнему гребню. Первая точка контакта будет располагаться на поверхности катания колеса и возникающая сила взаимодействия колеса и рельса в этой точке (Р1) не будет иметь каких-либо особенностей. Более того, из-за малой коничности поверхности катания колеса можно считать, что сила Р1 действует строго вертикально. Во второй точке контакта, расположенной на наклонной поверхности наружного гребня, возникает сила, препятствующая дальнейшему перемещению колесной пары вправо (Р2). Эта сила имеет 2 составляющие: поперечную (Р2 у) и вертикальную (Р2 2).
Р2 = кп -Пу -5Н )х (укп -Пу -8Н )х Кн <Р2у = Р2 X 81п(вн ) Р2г = Р2 X ^(Зн )
где укп - поперечное перемещение колесной пары;
пу - горизонтальная неровность рельсовой нити;
а(укп -8Н) - дельта-функция, принимающая значение 1, при укп > 5Н и 0 в противном случае;
Кн - удельная сила сопротивления рельса «выламыванию» внутрь колеи (жесткость фиктивной пружины между рельсом и наружным гребнем).
Таким образом, в ситуации, когда укп > 5Н на ненабегающее колесо будут действовать 2 дополнительные силы Р2у и Р22.
Для проверки оценки эффективности колес с дополнительными гребнями выполнено моделирование движения груженого полувагона по правой кривой радиусом 300м. С целью получение наглядного и легко объяснимого результата были выбраны следующие условия для моделирования:
- кривая не имела возвышения наружного рельса;
- длина кривой 400м (100м входная кривая + 200м круговая кривая + 100м выходная кривая);
- скорость движения была выбрана больше, чем допустимая скорость для таких кривых.
- рельсовые нити не имели неровностей;
- зазор между внешней стороной рельса и дополнительным гребнем 8Н равен 15мм.
Для анализа процесса взаимодействия колес, имеющих дополнительные гребни, с рельсами в ходе моделирования регистрировались следующие осциллограммы:
- боковой относ первой по ходу движения колесной пары;
- поперечные силы взаимодействия первой колесной пары с левым рельсом;
- поперечные силы взаимодействия первой колесной пары с правым рельсом.
На рисунке 3 приведено взаимное расположение колеса и рельса в нормальном положении, т.е. при одноточечном контакте по кругу катания колеса.
Рисунок 3 - Взаимное расположение колеса и рельса при одноточечном
контакте по кругу катания колеса
На этом рисунке место контакта колеса и рельса по кругу катания обозначено синей точкой. Профиль левого по ходу движения колеса показан синей линией, профиль левого рельса - зеленой.
Далее на рисунке 4 приведены осциллограммы бокового относа первой колесной пары. Здесь и далее синие линии относятся к колесу без дополнительного гребня, а зеленые - к колесу с дополнительным гребнем.
Ук[мм]
Рисунок 4 - Боковой относ первой колесной пары
Приведенный рисунок дает наглядное представление о поперечном перемещении колесной пары. Вначале, двигаясь по переходному участку на входе в кривую (0<Х<100м) левое колесо постепенно приближается и прижимается к наружному рельсу. Затем, двигаясь по круговой кривой (100м<Х<300м) левое колесо полностью прижато к наружному рельсу и продолжает двигаться влево, вкатываясь на рельс. И, наконец, при выходе из кривой (300м<Х<400м) колесо постепенно отходит от наружного рельса и возвращается в середину колеи.
Из приведенного рисунка видно, что колесо без дополнительного гребня двигаясь в кривой переместилось в поперечном направлении примерно на 16мм. При этом оно заняло положение относительно рельса, показанное на рисунке 5. Точка контакта по кругу катания по прежнему показана синим цветом, а новая точка контакта между гребнем колеса и боковой поверхностью рельса - зеленой. Из приведенного рисунка видно, что в этой ситуации левое колесо находится в критическом положении и сход более чем возможен при возникновении, например, бокового ветра наружу кривой или продольных сжимающих усилий в автосцепках.
Когда в аналогичной ситуации оказался вагон с колесами оборудованными дополнительными гребнями, то максимальная величина бокового относа составляет примерно 10мм (зеленая кривая на рисунке 4). При этом колесо заняло относительно рельса положение, приведенное на рисунке 6.
г[мм]
■80 -60 40 -20 0 20 40 60 80
Рисунок 5 - Положение колеса, не оборудованного дополнительным гребнем, относительно рельса при максимальном боковом относе
г[нн]
■80 -60 -40 -20 0 20 40 60 80
Рисунок 6 - Положение колеса, оборудованного дополнительным гребнем, относительно рельса при максимальном боковом относе
Разница боковых относов в этих двух ситуация, казалось бы, небольшая. Однако, во втором случае, когда колесо оборудовано дополнительным гребнем, колесная пара находится в куда менее опасной ситуации. Контакт происходит в точке (зеленая точка на рисунке 6)
расположенной не на кромке поверхности рельса, а на его боковой поверхности. И в этой ситуации до полного вкатывания колеса на рельс еще далеко.
Далее для наглядности приведены осциллограммы поперечных сил взаимодействия левого и правого колеса первой колесной пары с левым и правым рельсом соответственно.
£у[ИЧ]
к /2
/
/1
л^АДАЛЛ у. ^ /ч л
Рисунок 7 - Поперечная сила взаимодействия левого колеса с левым
рельсом
Бу[кН]
10
, 1
/2
/ /
Х[м]
Рисунок 8 - Поперечная сила взаимодействия правого колеса с
правым рельсом
На этих рисунках цифрой 1 обозначены осциллограммы для колесной пары, не оборудованной дополнительными гребнями, цифрой 2 наоборот.
Из этих рисунков видно, что в первом случае (т.е. когда колеса без дополнительных гребней) максимальная поперечная сила взаимодействия
левого колеса с левым рельсом больше, чем во втором (48кН против 32кН) на величину силы взаимодействия правого колеса с правым рельсом (зеленая линия на рисунке 8). Поперечная же сила взаимодействия правого колеса, оборудованного дополнительным гребнем, с правым рельсом больше, чем соответствующая сила для колеса, не оборудованного дополнительным гребнем.
Моделирование выполнялось при помощи компьютерной программы Динрэйл [4-6] с использованием оригинальных математических моделей пространственных колебаний рельсовых экипажей[4-12] с учетом требований Норм[14].
Таким образом, несмотря на то, что был проанализирован упрощенный случай и необходимо уточнение математической модели взаимодействия колес с дополнительным гребнем и рельсов, а также выбор параметров дополнительного гребня (угла наклона дополнительного гребня и зазора между дополнительным гребнем и внешней стороной рельса), из приведенных результатов видно, что применение дополнительных гребней приведет к снижению вероятности вкатывания колеса на головку рельса.
Список литературы
1. Г.В.Свдомаха, В.М.Михайленко, С.П.Оптовець, О.Г.Свдомаха . Способи автоматичного гальмування при сходi вагошв з рейок (Огляд) // «Залiзничний транспорт Украши», № 3, 2003, стор. 35-36
2. Калей С., Сэмюэлс Дж. Улучшение взаимодействия подвижного состава и пути. Железные дороги мира. №2. 2003.
3. Заявка на видачу декларацшного патенту на корисну модель и201001728 «Колесо рейкового транспортного засобу». - Дата подання 18.02.2010
4. Мямлин С.В. Улучшение динамических качеств рельсовых экипажей путем усовершенствования характеристик рессорного подвешивания: Дис... докт. техн. наук: 05.22.07. - Днепропетровск, 2003. - 455 с.
5. Мямлин С.В., Моделирование динамики рельсовых экипажей. - Д.: Новая идеология, 2002. - 240 с.
6. Мямлин С.В. Влияние жесткости рессорного подвешивания на динамические показатели качества пассажирского вагона // Транспорт. - Дншропетровськ: Д11Т. -2002. - № 10. - С. 46-50.
7. Николаев В. А. Разработка методов аналитического конструирования квазиинвариантных систем рессорного подвешивания железнодорожных экипажей: Автореф. дис. доктора техн. наук. / Омск. гос. ун-т путей сообщ. - Омск, 2003. - 42 с.
8. Камаев В.А. Оптимизация параметров ходовых частей железнодорожного подвижного состава. - М.: Машиностроение, 1980. - 215
9. Соколов М.М., Варава В.И., Левит Г.М. Гасители колебаний железнодорожного подвижного состава. - М.: Транспорт, 1985. - 216 с.
10. Манашкин Л.А., Мямлин С.В., Приходько В.И. Гасители колебаний и амартизаторы ударов рельсовых экипажей (математические модели). - М.: АРТ-ПРЕСС, 2007. - 196 с.
11. Вершинский С.В., Данилов В.Н., Хусидов В.Д. Динамика вагона. - М.: Транспорт, 1991. - 359 с.
12. Лазарян В.А., Динамика вагонов.- М.: Транпорт, 1964. - 256 с.
13. Мямлин С.В., Приходько В.И., Жижко В.В. Совершенствование математической модели пространственных колебаний пассажирского вагона // Пращ 67 Мiжнар. науково-практич. конф. „Проблеми та перспективи розвитку залiзничного транспорту". - Д.: Д11Т. - 2007. - С. 40-41.
14. Норми допустимих швидкостей руху рухомого складу по залiзничних тшях Державно! адмшютрацп залiзничного транспорту Украши шириною 1520 (1524) мм. -К.: УЗ. - 2004. - 52 с.
УДК 621.435
Комов О.Б., к.т.н., доцент (ДонНАБА) КомовП.Б., к.т.н., доцент (ДонНАБА) Грицук 1.В., к.т.н., доцент (Дон1ЗТ) Комов А.П, студент (АД1 ДонНТУ)
ДОСЛ1ДЖЕННЯ ДИНАМ1ЧНОГО НАВАНТАЖЕННЯ ДЕТАЛЕЙ ТРАНСМ1СП ТРАНСПОРТНОГО ЗАСОБУ ПРИ МОДЕЛЮВАНН1 ДОРОЖНЬОГО ВПЛИВУ В УМОВАХ ЕКСПЛУАТАЦП
Вступ. При використанш в розрахункових методах визначення навантажувального режиму у дослщженнях моделей реального процесу навантаження трансмюи [1], як елемента динам1чно! системи "автомобшь -дорога" [2], потр1бш знання р1вня навантажувального режиму, що залежить, по-перше, вщ зовшшшх джерел збурювання 1, по-друге, вщ параметр1в автотранспортного засобу \ його трансмюи, як коливально! системи { дозволяе провести розрахунок експлуатацшно! довгов1чност1 деталей трансмюи. Для цього широко застосовуеться системний шдхщ, вихщш передумови якого полягають у прагненш з максимальною повнотою врахувати уЫ вхщш { вих1дн1 характеристики об'екту [3, 4].
