CC BY
19
УДК 629.4.027.11:539.37(045)
Г. М. Волохов1, Н. Н. Воронин2, Д. А. Князев1, В. В. Чунин1
1Научно-исследовательский и конструкторско-технологический институт подвижного состава (АО «ВНИКТИ»), г. Коломна, Российская Федерация; 2Российский университет транспорта (МИИТ), г. Москва, Российская Федерация
МОДЕЛИРОВАНИЕ ДИНАМИКИ ПОДВИЖНОГО СОСТАВА С УЧЕТОМ УПРУГОСТИ КОЛЕСНОЙ ПАРЫ КАК СПОСОБ ПРОГНОЗИРОВАНИЯ РЕСУРСА И ЖИВУЧЕСТИ ЕЕ ЭЛЕМЕНТОВ
Аннотация. Колесная пара и ее составные элементы (ось и колесо) являются объектами технического регулирования. Поэтому для установления назначенного срока службы по ресурсу в соответствии с ТР ТС 001/2011 и периодичности освидетельствования с учетом параметров живучести элементов подвижного состава в соответствии с РД ВНИИЖТ 27.05.01-2017 необходимо провести оценку эксплуатационной нагруженности, получаемой по результатам ходовых испытаний, с учетом прочностных характеристик детали, которые рассчитываются при проведении стендовых испытаний. В настоящее время для оценки напряженно-деформированного состояния (НДС) в различных машиностроительных конструкциях широкое распространение получил метод тензометрирования, который позволяет с высокой точностью оценить их работоспособность. Однако определение НДС колесной пары является не только сложной задачей ввиду постоянного вращения и перемещения колесной пары относительно тележки, но и затратной из-за применения специальных бесконтактных измерительных комплексов. Создание динамической модели посредством современных программных комплексов позволяет определять НДС элементов колесной пары путем создания динамических моделей как системы абсолютно твердых и упругих тел, связанных силовыми элементами и шарнирами. Для подтверждения адекватности получаемых параметров при моделировании проводят верификацию по результатам ходовых динамико-прочностных испытаний. Таким образом, с использованием полученной модели подвижного состава и пути можно проводить оценку ресурса, живучести и оптимизацию основных элементов подвижного состава. На примере модели грузового полувагона получена диаграмма зависимости распределения амплитуд динамических напряжений от частоты их возникновения в колесе и с учетом результатов ранее проведенных стендовых испытаний стандартных образцов и натурных колес, определен период живучести с момента зарождения трещины в колесе и до его излома, а также дана оценка коэффициента запаса по живучести.
Ключевые слова: динамическое моделирование, упругая колесная пара, напряженно-деформированное состояние, грузовой вагон, ресурс, живучесть.
Grigory M. Volokhov1, Nikolay N. Voronin2, Dmitry A. Knyazev1, Vitaly V. Chunin1
Scientific-Research and Design-Technology Institute of Rolling Stock (VNIKTI), Kolomna, the Russian Federation;
2Russian University of Transport (MIIT), Moscow, the Russian Federation
SIMULATION OF ROLLING STOCK DYNAMICS CONSIDERING THE ELASTICITY OF THE WHEELSET AS A PREDICTION METHOD FOR LIFE AND DURABILITY OF ITS ELEMENTS
Abstract. The wheelset and its components (the axle and the wheel) are subject to technical regulation. Therefore, in order to establish the assigned service life in accordance with TRCU 001/2011 (Technical Regulations of the Customs Union) and the examination frequency taking into account the durability parameters of rolling stock components in accordance with VNIIZhTRD 27.05.01-2017, it is necessary to assess the operational loading obtainedfrom the running testing results, with respect to the part strength characteristics which are calculated during the bench tests. At present, to estimate the stress-strain state (SSS) in various machine-building structures, the strain measurement method is widely used, which allows to assess their performance with high accuracy. However, determining the SSS of a wheelset is not only a difficult task due to the constant rotation and movement of the wheelset relative to the bogie, but also expensive due to the employment of special non-contact measuring systems. Development of a dynamic model using modern software systems allows determination the stress-strain state of the wheelset elements by creating dynamic models as a system ofperfectly rigid and elastic bodies connected by strength members and hinges. To confirm the adequacy of the parameters obtained in the simulation, verification is carried out according to the results of running dynamic strength tests. Thus, using the obtained model of the rolling stock and the track it is possible to make life and durability assessment as well as optimize the main rolling stock components. On the example of a freight gondola car model, a diagram of the
dependence of dynamic stress amplitude distribution on the frequency of the occurrence in the wheel has been obtained, and considering the results of the earlier bench tests of standard specimens and full-scale wheels the period has been determined for durability from the moment of crack initiation in the wheel up to its fracture, as well as the assessment of the safety factor for durability is given.
Keywords: dynamic simulation, elastic wheelset, strain-stress state, freight car, durability.
Разработка динамической модели экипажа и пути. На примере грузового полувагона на тележках 18-100 с колесными парами типа РУ1Ш и цельнокатаными колесами с плоскоконическими дисками по ГОСТ 10791-2011 [1], наиболее распространенного на сети железных дорог РФ, была создана динамическая модель полувагона с упругой колесной парой. На рисунке 1 показано распределение эквивалентных напряжений на одной из колесных пар от статической нагрузки груженого вагона.
!6.&e+D7 5.5е+07 S.lte+07 4.5е+07
_ 4.tet07
_ 3.fliM-07
Л 2.5e+D7
З.Фе+tt/ 1.5е+07
I 1.IW+L17
Я S.fte+йа
I O.te+flO
Рисунок 1 - Распределение эквивалентных напряжений, Па, в упругой колесной паре
Модель грузового вагона состоит из абсолютно твердых тел, связанных между собой шарнирами и силовыми элементами, и упругой колесной пары, связанной через интерфейсные узлы с твердыми телами (буксами). Контактное взаимодействие осуществляется за счет силовых элементов, описывающих контакт поверхности одного тела с отдельными точками другого. Данные элементы позволяют осуществлять моделирование зазоров между контактирующими элементами, вход и выход из контакта, режимы скольжения и сцепления силы трения, а также автоколебательные процессы. Система трехэлементной модели тележки описывает взаимодействие клина с фрикционной пластиной, процесс перераспределения сил трения при гашении поперечных и вертикальных колебаний. Геометрические, инерционные, жесткостные и упругодиссипативные параметры в модели соответствуют экипажу грузового вагона.
Упругая колесная пара может совершать произвольные пространственные перемещения как абсолютно твердое тело, при этом перемещения ее точек за счет упругих деформаций незначительны. Уравнения движения колесной пары выводятся с применением модального подхода. Упругие перемещения конечно-элементных узлов аппроксимируются множеством статических и собственных форм, рассчитанных в соответствии с методом Крэйга - Бэмптона [2].
Упругие перемещения узлов представляются произведением модальной матрицы на матрицу - столбец модальных координат:
n
х=Z hjwj =Hw, (1)
j=1
где x - матрица-столбец узловых степеней свободы размера N * 1;
N - число степеней свободы конечно-элементной модели;
hj - формы упругого тела;
wj - модальные координаты;
H - модальная матрица размером N * n;
n - число используемых форм.
Таким образом, выполняются замена и значительное уменьшение числа используемых координат. Узловые координаты, число N которых может составлять несколько сотен тысяч, заменяются модальными координатами, число Н которых обычно не превосходит сотни.
Если в точке К расположен узел, ее упругие перемещения dk представляются в виде следующего произведения:
^ = Hkw,
(2)
где Н - часть модальной матрицы, соответствующая узлу К.
В соответствии с методом Крэйга - Бэмптона вначале выбираются внешние (интерфейсные) узлы в шарнирных точках и точка присоединения силовых элементов. Далее вычисляются статические формы от единичных смещений и поворотов в интерфейсных узлах и собственных форм при закреплении интерфейсных узлов. Число используемых собственных форм зависит от частотного диапазона, в котором оценивается динамика упругого тела, а также от конкретной конструкции колеса и выбирается с учетом наибольшей сходимости напряжений, рассчитанных методом Крэйга - Бэмптона, с напряжениями, полученными с использованием метода конечных элементов (МКЭ). Интерфейсные узлы выбраны на концах оси. Примеры статической и собственной форм, рассчитанных в соответствии с методом Крэйга - Бэмптона, упругой колесной пары с увеличенным масштабом деформаций показаны на рисунке 2.
а б
Рисунок 2 - Упругие формы колесной пары: статическая от единичного поворота в интерфейсных узлах вдоль горизонтальной оси (а) и собственная при закреплении интерфейсных узлов, соответствующая частоте 209 Гц (б)
Для оценки сходимости результатов расчета методом Крэйга - Бэмптона с МКЭ был произведен расчет максимальных напряжений от статической нагрузки груженого вагона в цельнокатаном колесе (таблица 1). По анализу результатов расчета можно сделать вывод об удовлетворительной сходимости результатов и возможности применения данного метода для динамического моделирования.
Таблица 1 - Сравнительная оценка напряжений в колесе
Напряжения Максимальная величина напряжения по МКЭ, МПа Максимальная величина напряжения по методу Крэйга - Бэмптона, МПа
Главные О1 37,6 36,8
02 25,4 25,2
Оз 7,5 6,5
Осевые Ох 25,4 25,2
Оу 7,8 7,0
О? 37,3 36,3
Эквивалентные 0экв 26,5 26,4
Математическое моделирование движения вагона в части установления случайных возмущений от неровностей железнодорожного пути проводилось в соответствии с указаниями ПНСТ 511-2020 [3].
Расчетные неровности являются общей характеристикой, состоящей из геометрических неровностей рельса, кругов катания колес и неравномерности характеристик пути по его длине. Осциллограммы вертикальных и горизонтальных неровностей для скоростей от 90 до 140 км/ч приведены на рисунке 3. В соответствии с ГОСТ 33211-2014 [4] для других скоростей движения указанные неровности применяют с масштабным коэффициентом.
В модели используются инерционные рельсы, представляющие собой твердые тела, имеющие по три степени свободы (две поступательные относительно поперечной и вертикальной оси и одну вращательную вокруг продольной оси). Твердые тела (рельсы) соединены с основанием силовыми элементами типа сайлент-блока, моделирующими подрельсовое основание.
15
100
200
300
400 500 Длина пути, м горизонтальный лев ый рельс; горизонтальный прарый рельс;
600
700
800
900
1 000
■ вертикальный левый рельс;
■ вертикальный правый рельс
0
Рисунок 3 - Диаграммы расчетных неровностей пути
Математическое моделирование движения вагона с учетом упругости колесной
пары. Верификация математической модели вагона проводилась по максимальным значениям, полученным при проведении ходовых динамико-прочностных испытаний, рамных сил и коэффициентов вертикальной динамики необрессоренных частей экипажа, которые взаимосвязаны с действующими в эксплуатации на колесо боковыми и вертикальными силами соответственно. Перед проведением испытаний экипажная часть грузового вагона была осмотрена и обмерена, по результатам установлено, что все размеры, зазоры соответствуют требуемым, поверхности катания колес колесных пар находились в хорошем состоянии, прокат и подрез отсутствовали.
Для измерения горизонтальных (рамных) сил, коэффициентов вертикальной динамики и прочностных показателей на боковых рамах и надрессорных балках тележек вагонов были наклеены тензорезисторы (рисунок 4), схема размещения которых приведена в источнике [5].
Рисунок 4 - Подготовка тележки вагона к испытаниям и наклейка на нее тензорезисторов
Измерения вертикальных и горизонтальных (поперечных) ускорений осуществлялись при помощи вибропреобразователей, которые устанавливались на кузове в районе пятника над каждой тележкой.
Для определения коэффициентов перехода от напряжений в боковых рамах тележек грузовых вагонов к рамным силам осуществлялась тарировка боковых рам.
Тарировка тензометрических схем для измерения горизонтальных (рамных) сил на вагонах выполнялась при помощи силового специального тарировочного устройства посредством приложения к боковой раме тележки в горизонтальной плоскости железнодорожного пути направленной перпендикулярно к оси пути нормированной силы. Сдвигая боковую раму тележки перпендикулярно оси пути в сторону от центра пути или раздвигая две боковые рамы с помощью тензометрической тяги, получали силу на измерительной схеме рамных сил, которая соответствовала силе, возникающей на измерительной тяге.
Испытания вагона на тележках 18-100 с буксовыми цилиндрическими роликовыми подшипниками в порожнем и груженом состояниях проводились на фиксированных участках пути Голутвин - Озеры Московской железной дороги: в прямых участках пути при скорости 90 км/ч, в кривых радиусом 300 и 600 м при скоростях 70 и 90 км/ч соответственно.
В ходе проведенных испытаний определялись рамные силы, вертикальные и горизонтальные ускорения кузова, коэффициенты вертикальной динамики обрессоренных и необрессоренных частей экипажа, коэффициент запаса устойчивости против схода колеса с рельса.
Коэффициенты динамики необрессоренных частей экипажа рассчитывались по напряжениям в боковинах тележек через коэффициенты, определенные в результате тарировок, коэффициенты динамики обрессоренных частей экипажа - по напряжениям в надрессорных балках тележек. Изменение главных напряжений в цельнокатаном колесе, рамной силы и коэффициента вертикальной динамики необрессореных частей от времени при движении по прямому участку пути со скоростью 90 км/ч в груженом состоянии приведены на рисунках 5 - 7 соответственно.
6,00Е+07
й С
«я к
К
<и *
«
а с
¿а
й Ч К О
8 К
й Рч
4,00Е+07 2,00Е+07 0,00Е+00 -2,00Е+07 -4,00Е+07 -6,00Е+07
6,00Е+04 4,00Е+04 2,00Е+04 0,00Е+00 -2,00Е+04 -4,00Е+04 -6,00Е+04
Время, с
Рисунок 5 - Изменение главных напряжений в колесе при моделировании
Время, с
Рисунок 6 - Изменение рамной силы при моделировании
й К К
н К <и к
й
т с о 3 ¡V и л к н а <и и
-0,1
-0,2
-0,3
-0,4
-0,5
-0,6
10
Время, с
Рисунок 7 - Изменение коэффициента вертикальной динамики при моделировании
Максимальные значения динамических показателей вагона в порожнем и груженом состояниях при движении в прямых и кривых участках пути радиусом 600 и 300 м и их сравнение с результатами моделирования приведены в таблицах 2 и 3 соответственно.
Таблица 2 - Максимальные динамические показатели порожнего вагона
Показатель Результаты ходовых испытаний Результаты моделирования
Прямой участок при скорости 90 км/ч
Рамные силы Ур, кН 19,00 20,20
Коэффициент вертикальной динамики необрессоренных частей экипажа Кд 0,79 0,84
Кривой участок радиусом 600 м при скорости 90 км/ч
Рамные силы Ур, кН 21,20 24,90
Коэффициент вертикальной динамики необрессоренных частей экипажа Кд 0,98 0,99
Кривой участок радиусом 300 м при скорости 70 км/ч
Рамные силы Ур, кН 17,30 21,10
Коэффициент вертикальной динамики необрессоренных частей экипажа Кд 0,90 0,88
Таблица 3 - Максимальные динамические показатели груженого вагона
Показатель Результаты ходовых испытаний Результаты моделирования
Прямой участок п ри скорости 90 км/ч
Рамные силы Ур, кН 59,90 55,20
Коэффициент вертикальной динамики необрессоренных частей экипажа Кд 0,57 0,53
Кривой участок радиусом 600 м при скорости 90 км/ч
Рамные силы Ур, кН 62,00 67,80
Коэффициент вертикальной динамики необрессоренных частей экипажа Кд 0,61 0,66
Кривой участок радиусом 300 м при скорости 70 км/ч
Рамные силы Ур, кН 64,50 69,50
Коэффициент вертикальной динамики необрессоренных частей экипажа Кд 0,81 0,77
Таким образом, проанализировав данные таблиц 2 и 3, можно сделать вывод о том, что математическая модель вагона и рельсового пути адекватно описывает движение вагона в эксплуатации в груженом и порожнем состояниях при движении в прямых и кривых участках пути и имеет удовлетворительную сходимость с эксплуатацией по динамическим показателям.
12 4(52) 2022
ИЗВЕСТИЯ Транссиба
Для определения динамических амплитуд напряжений в колесах колесной пары в соответствии с источником [4] моделирование проводилось на следующих участках пути:
прямом участке пути протяженностью не менее 1000 м со скоростями движения от 20 км/ч до конструкторской с шагом 10...20 км/ч;
кривом участке пути радиусом 300.400 м со скоростями движения от 10 км/ч до скорости, соответствующей непогашенному ускорению 0,7 м/с2, с шагом от 10.20 км/ч;
кривом участке пути радиусом 600.800 м со скоростями движения от 10 км/ч до скорости, соответствующей непогашенному ускорению 0,7 м/с2, с шагом от 10.20 км/ч.
Динамическое моделирование проводилось с вероятностью реализации участка пути и распределением скоростей движений по ГОСТ 33211-2014 [4] в следующем режиме движения: 60 % груженым составом, 40 % порожним с равной вероятностью движения как вперед, так и назад.
По результатам моделирования была получена диаграмма изменения динамических напряжений в колесе от его пробега при различных режимах движения и различных скоростях, после чего для схематизации результатов моделирования и расчета распределения амплитуд динамических напряжений от частоты их возникновения в соответствии с ГОСТ 33211-2014 [4] они были обработаны методом «дождя» по ГОСТ 25.101-83 [6]. Для формирования суммарной диаграммы амплитуд динамических напряжений полученные диаграммы были просуммированы с учетом вероятностей распределения движения по различным участкам пути с распределением скоростей движения (рисунок 8).
0,50
Амплитуда напряжений, МПа
Рисунок 8 - Распределение динамических амплитуд напряжений в колесе
Анализ рисунка 8 показывает, что распределение амплитуд напряжений имеет два экстремума, один из которых соответствует средним значениям амплитуд напряжений при движении в прямых, другой - в кривых участках пути. Остальные значения соответствуют переходным и случайным процессам самоустановки колесной пары от воздействия неровностей рельса.
Прогнозирование живучести колес в эксплуатации. Полученную диаграмму при наличии результатов стендовых испытаний колес (кривая усталости и кривая скорости роста трещины) можно использовать для оценки ресурса и живучести колеса. Таким образом, используя полученную экспериментально диаграмму зависимости длины трещины от количества циклов нагружений и параметры кинетической диаграммы усталостного разрушения, полученные при испытании стандартных образцов [7] с заданной вероятностью разрушения 10-6, а также уравнение Пэриса [8 - 11], можно построить график роста трещины в зависимости от числа циклов нагружений для колеса.
Уравнение Пэриса имеет вид:
dN
= C (AK )
(3)
где
скорость роста трещины;
(Л dN
С и п - эмпирические коэффициенты (характеристики металла);
АК - размах коэффициента интенсивности напряжений (КИНа), МПа • м1/2.
аг
При значениях коэффициента асимметрии цикла R
а
> 0 (а
тт, Стах
- - соответственно
минимальные и максимальные напряжения цикла) размах КИНа АК вычисляется по формуле:
АК = а>/я//ж , (4)
где а - амплитуда напряжений, МПа;
I - длина трещины, м;
/ж - поправочная функция, зависящая от I.
При знакопеременных циклах R < 0, т. е. когда напряжения становятся сжимающими, трещина не является концентратором напряжений и выражение для определения КИНа теряет свой смысл, согласно работе [8] принимают АК = Ктах.
При всех видах ремонта и освидетельствования колесных пар их элементы подвергают визуальному и неразрушающему контролю. Зону перехода от диска к ступице и диск колеса с внешней стороны (для колес с криволинейным диском) проверяют путем проведения визуального осмотра и неразрушающего контроля вихретоковым методом. В соответствии с техническими характеристиками на применяемые при контроле дефектоскопы следует, что с определенной вероятностью 3 мм дефект может быть не выявлен и колесо будет допущено в эксплуатацию. Таким образом, дефект 3 мм в приступичной зоне колеса с внутренней стороны (зона с максимальными амплитудами напряжений в эксплуатации) выбран как характерный размер начальной трещины.
При задании приращения количества циклов dN вычисляется приращение длины трещины для каждого уровня амплитуд динамических напряжений. Для порогового и критического значений КИНа, полученных при испытании образцов, находим размах этих значений и далее производим вычисления приращения длины трещины от количества циклов нагружений. При АК < АК^ длина трещины составляет Ь = 1-1, а количество циклов N1 = Ni-l+dNi, при АК > АК^ длина трещины Ь = 1ц + (1, а количество циклов N = N-1 + (N1. По полученным значениям длины Ь и количества циклов N строится график роста трещины в зависимости от числа циклов нагружений для колеса, который приведен на рисунке 9.
0,6
0,5
х 0,4
И 0,3 а ' н ей
К
3
0,1 0,0
10 100 1000 10000 Пробег вагона, км
100000 1000000 10000000
Рисунок 9 - Зависимость длины трещины в цельнокатаном колесе от пробега вагона
1
В начале диаграмм скорость роста трещины (тангенс касательной угла наклона кривой) низкая в связи с тем, что лишь наибольшие амплитуды динамических напряжений, которые имеют маленькую частость и при которых AK > AKth, вызывают приращение длины трещины.
С ростом трещины уровень амплитуд динамических напряжений, вызывающих приращение трещины, снижается, их частость увеличивается, а скорость роста увеличивается. В конце диаграммы, где угол наклона касательной стремится к 90 все амплитуды динамических напряжений вызывают прирост трещины, причем значения размаха КИНа превышают циклическую вязкость разрушения (AK > AKfc) и происходит хрупкий долом колеса.
Таким образом, пробег вагона от момента зарождения в колесе трещины до его излома составит 672 тыс. км. В соответствии с руководящим документом [12] и приложением к распоряжению ОАО «РЖД» [13] для грузовых вагонов установлены нормативные межремонтные пробеги 110, 160 и 210 тыс. км, при которых происходит освидетельствование колес колесных пар.
В расчете принималось, что физико-механические характеристики материала за срок службы не изменяются, материал коррозии и другим агрессивным средам не подвергается. С учетом ограниченного числа экспериментальных данных, вероятности увеличения их разброса вследствие невозможности учета всех влияющих факторов, а также возможности наличия дефектов по кругу катания колеса, увеличению жесткости пути и рельсовых стыков с понижением температуры для обеспечения надежности и безопасности эксплуатации колес принимаем минимально допускаемый коэффициент запаса по живучести K*] = 2.
Следовательно, безопасность эксплуатации цельнокатаных колес подтверждается даже при максимальном периоде освидетельствования на пробеге в 210 тыс. км, при этом коэффициент запаса по живучести составляет 3,2.
Список литературы
1. ГОСТ 10791-2011. Колеса цельнокатаные. Технические условия. - С поправ. от 29.12.2016. - Введ. 01.01.2012. - Москва : Стандартинформ, 2011. - 28 с. - Текст : непосредственный.
2. Craig R. R., Bampton M. C. Coupling of substructures for dynamic analysis. AIAA Journal, 1968, vol. 6, no. 7, pp. 1313-1319.
3. ПНСТ 511-2020. Вагоны грузовые. Расчетные неровности железнодорожного пути для оценки показателей динамических качеств грузовых вагонов расчетными методами. - Москва : Стандартинформ, 2021. - 24 с. - Текст : непосредственный.
4. ГОСТ 33211-2014. Вагоны грузовые. Требования к прочности и динамическим качествам. - Москва : Стандартинформ, 2016. - 54 с. - Текст : непосредственный.
5. ГОСТ 33788-2016. Вагоны грузовые и пассажирские. Методы испытаний на прочность и динамические качества. - Москва : Стандартинформ, 2016. - 58 с. - Текст : непосредственный.
6. ГОСТ 25.101-83. Расчеты и испытания на прочность. Методы схематизации случайных процессов нагружения элементов машин и конструкций и статического представления результатов. - Москва : Стандартинформ, 1984. - 25 с. - Текст : непосредственный.
7. Сравнительная оценка скорости роста трещины в дисках литых и цельнокатаных колес / Г. М. Волохов, Э. С. Оганян, Д. А. Князев [и др.]. - Текст : непосредственный // Вестник ВНИКТИ. - 2020. - Вып. 103. - С. 41-53.
8. Броек, Д. Основы механики разрушения / Д. Броек. - Москва : Высшая школа, 1980. -368 с. - Текст : непосредственный.
9. Paris P., Erdogan F. A critical analysis of crack propagation laws. J. Basic Eng, 1963, vol. 85, no. 4, pp. 528-534.
10. Шлюшенков, А. П. Механика разрушения и расчеты на прочность и долговечность элементов машин и конструкций с трещинами : учебное пособие / А. П. Шлюшенков. - Брянск : Брянский гос. техн. ун-т, 1996. - 232 с. - Текст : непосредственный.
11. Махутов, Н. А. Деформационные критерии разрушения и расчет элементов конструкций на прочность / Н. А. Махутов. - Москва : Машиностроение, 1981. - 272 с. - Текст : непосредственный.
12. Руководящий документ по ремонту и техническому обслуживанию колесных пар с буксовыми узлами грузовых вагонов магистральных железных дорог колеи 1520 (1524 мм): РД ВНИИЖТ 27.05.01-2017. - 242 с. - Текст : непосредственный.
13. Приложение к распоряжению ОАО «РЖД» от 29.12.2012 № 2759р. Положение о системе технического обслуживания и ремонта грузовых вагонов, допущенных в обращение на железнодорожные пути общего пользования в международном сообщении. - Москва : ОАО «ВНИИЖТ», 2012. - 16 с. - Текст : непосредственный.
References
1. National Standard 10791-2011. Solid wheels. Specifications. Moscow, Standartinform Publ., 2011. 28 p. (In Russian).
2. Craig R.R., Bampton M.C. Coupling of substructures for dynamic analysis. AIAA Journal, 1968, vol. 6, no. 7, pp. 1313-1319.
3. National pre-standard 511-2020. Freight cars. Estimated railway track irregularities for assessing the indexes of dynamic properties of freight cars by calculation methods. Moscow, Standartinform Publ., 2021, 24 p. (In Russian).
4. National Standard 33211-2014. Freight cars. Requirements for strength and dynamic properties. Moscow, Standartinform Publ., 2016, 54 p. (In Russian).
5. National Standard 33788-2016. Freight and passenger cars. Test methods for strength and dynamic qualities. Moscow, Standartinform Publ., 2016, 58 p. (In Russian).
6. National Standard 25.101-83. Calculations and strength tests. Methods for mapping of random processes of loading of machine and structure elements and static representation of results. Moscow, Standartinform Publ., 1984, 25 p.
7. Volokhov G.M., Oganyan E.S., Knyazev D.A., Chunin V.V., Timakov M.V., Bubnov A.A. Comparative evaluation of crack growth rate in the discs of cast and solid wheels. Vestnik VNIKTI -Bulletin of VNIKTI, 2020, iss. 103, pp. 41-53 (In Russian).
8. Broyek D. Osnovy mekhaniki razrusheniya [Fundamentals of fracture mechanics]. Moscow, Vysshaya Shkola Publ., 1980, 368 p. (In Russian).
9. Paris P., Erdogan F. A critical analysis of crack propagation laws. J. Basic Eng, 1963, vol. 85, no. 4, pp. 528-534.
10. Shlyushenkov A.P. Mekhanika razrusheniya i raschety na prochnost' i dolgovechnost' elementov mashin i konstruktsiy s treshchinami [Fracture mechanics and calculations for strength and durability of machine and structure elements with cracks]. Bryansk, Bryansk State Technical University Publ., 1996, 232 p. (In Russian).
11. Makhutov N.A. Deformatsionnyye kriterii razrusheniya i raschet elementov konstruktsiy na prochnost' [Deformational fracture criteria and strength calculation of structure elements]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1981, 272 p. (In Russian).
12. Regulatory document for repair and maintenance of wheelsets with axle box units of freight cars of 1520 (1524 mm) mainline railways 27.05.01-2017. Moscow, VNIIZhT Publ., 2017, 242 p. (In Russian).
13. Appendix to the order of OJSC «RZhD» dated December 29, 2012 No 2759r. Regulations on maintenance and repair system for freight cars admitted to circulation on public railway tracks in international traffic). Moscow, VNIIZhT Publ., 2012, 16 p. (In Russian).
INFORMATION ABOUT THE AUTHORS
ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРАХ
Волохов Григорий Михайлович
АО «Научно-исследовательский и конструкторс-ко-технологический институт подвижного состава» (АО «ВНИКТИ»).
Октябрьской революции ул., д. 410, г. Коломна, 140402, Российская Федерация.
Доктор технических наук, заведующий отделением, АО «ВНИКТИ».
Тел.: +7 (496) 618-82-48, доб. 11-12.
E-mail: [email protected]
Воронин Николай Николаевич
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования «Российский университет транспорта».
Образцова ул., д. 9, стр. 9, г. Москва, 127994, ГСП-4, Российская Федерация.
Доктор технических наук, профессор, профессор кафедры «Технология транспортного машиностроения и ремонта подвижного состава», РУТ (МИИТ).
Тел.: +7 (495)684-24-48.
E-mail: [email protected]
Князев Дмитрий Александрович
АО «Научно-исследовательский и конструкторс-ко-технологический институт подвижного состава» (АО «ВНИКТИ»).
Октябрьской революции ул., д. 410, г. Коломна, 140402, Российская Федерация.
Кандидат технических наук, заместитель заведующего отделом, АО «ВНИКТИ»
Тел.: +7 (496) 618-82-48, доб. 15-77.
E-mail: [email protected]
Чунин Виталий Владимирович
АО «Научно-исследовательский и конструкторс-ко-технологический институт подвижного состава» (АО «ВНИКТИ»).
Октябрьской революции ул., д. 410, г. Коломна, 140402, Российская Федерация.
Заведующий лабораторией, АО «ВНИКТИ».
Тел.: +7 (496) 618-82-48, доб. 15-77.
E-mail: [email protected]
БИБЛИОГРАФИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ СТАТЬИ
Моделирование динамики подвижного состава с учетом упругости колесной пары как способ прогнозирования ресурса и живучести ее элементов / Г. М. Волохов, Н. Н. Воронин, Д. А. Князев, В. В. Чунин. - Текст : непосредственный // Известия Транссиба. - 2022. - № 4 (52). - С. 2 - 12.
Volokhov Grigory Mikhailovich
JSC «Scientific-Research and Design-Technology Institute of Rolling Stock» (JSC «VNIKTI»).
410, Oktyabrskoy Revolutsii st., Kolomna, 140402, the Russian Federation.
Doctor Of Sciences in Engineering, head of division, JSC «VNIKTI».
Phone: +7 (496) 618-82-48, add. 11-12.
E-mail: [email protected]
Voronin Nikolay Nikolaevich
Autonomous Educational Institution of Higher Education «Russian University of Transport (MIIT)».
9, b. 9, Obraztsova st., Moscow, 127994, GSP-4, the Russian Federation.
Doctor Of Sciences in Engineering, professor, professor of the department «Technology of transport engineering and repair of rolling stock», RUT (MIIT).
Phone: +7 (495)684-24-48.
E-mail: [email protected]
Knyazev Dmitry Aleksandrovich
JSC «Scientific-Research and Design-Technology Institute of Rolling Stock» (JSC «VNIKTI»).
410, Oktyabrskoy Revolutsii st., Kolomna, 140402, the Russian Federation.
Ph. D. in Engineering, deputy head of department, JSC «VNIKTI».
Phone: +7 (496) 618-82-48, add. 15-77.
E-mail: [email protected]
Chunin Vitaly Vladimirovich
JSC «Scientific-Research and Design-Technology Institute of Rolling Stock» (JSC «VNIKTI»).
410, Oktyabrskoy Revolutsii st., Kolomna, 140402, the Russian Federation.
Head of laboratory, JSC «VNIKTI».
Phone: +7 (496) 618-82-48, add. 15-77.
E-mail: [email protected]
BIBLIOGRAFIC DESCRIPTION
Volokhov G.M., Voronin N.N., Knyazev D.A., Chunin V.V. Simulation of rolling stock dynamics considering the elasticity of the wheelset as a prediction method for life and durability of its elements. Journal of Transsib Railway Studies, 2022, no. 4 (52), pp. 2-12 (In Russian).
