CC BY
130
УДК 629.4
В. А. Николаев
Омский государственный университет путей сообщения (ОмГУПС), г. Омск, Российская Федерация
ОЦЕНКА ВЛИЯНИЯ ПАРАМЕТРОВ РЕССОРНОГО ПОДВЕШИВАНИЯ ГРУЗОВОГО ВАГОНА НА ПОКАЗАТЕЛИ ЕГО ДИНАМИЧЕСКИХ КАЧЕСТВ И
БЕЗОПАСНОСТЬ ДВИЖЕНИЯ
Аннотация. В статье приведена оценка влияния параметров рессорного подвешивания грузового вагона на показатели его динамических качеств и безопасность движения. Отражены недостатки конструкции типовой трехэлементной тележки, влияющие на динамику и безопасность движения вагона. Исследована горизонтальная динамика экипажа и получено значение горизонтальной жесткости рессорного подвешивания тележки вагона в порожнем состоянии.
Ключевые слова: тележка грузового вагона, воздействие на путь, устойчивость и безопасность движения, математическая модель, вертикальная и горизонтальная жесткость рессорного подвешивания.
Viktor A. Nikolaev
Omsk State Transport University (OSTU), Omsk, the Russian Federation
EVALUATION OF THE INFLUENCE OF THE PARAMETERS OF THE SPRING SUSPENSION OF FREIGHT WAGON ON ITS DYNAMIC QUALITIES AND
TRAFFIC SAFETY
Abstract. The influence of parameters of the spring suspension offreight wagon and axial load on its dynamic qualities and traffic safety. Showing the flaws of the standard three-piece bogie, influencing the dynamics and traffic safety. Investigated the horizontal dynamics of the offreight vechicle and the value of horizontal stiffness of spring suspension bogie for unoaden vechicle .
Keywords: bogie of a freight wagon, impact on the way, sustainability and safety, mathematical model, vertical and horizontal stiffness of spring suspension.
В условиях все возрастающей конкуренции других операторов-перевозчиков транзитных грузов между Азией и Европой (Северный морской путь, железные дороги Китая и Казахстана, автомобильный транспорт) реализация Стратегии развития железнодорожного транспорта Российской Федерации до 2030 года основана на повышении пропускной и провозной способностей железных дорог за счет совершенствования технологии организации движения поездов (в первую очередь за счет снижения времени простоя поездов на станциях) и повышении осевой нагрузки и скорости движения подвижного состава. Вследствие того, что на российских железных дорогах скоростное и высокоскоростное движение пассажирских поездов и грузовые поезда обращаются по одним и тем же путям, необходимость введения в эксплуатацию грузовых вагонов с осевой нагрузкой 25, 27 и, в перспективе, - 30 т/ось, при увеличении установленной скорости эти два фактора предъявляют соответствующие требования к показателям динамических качеств подвижного состава с точки зрения обеспечения безопасности движения поездов, снижения воздействия на путь, уменьшения эксплуатационных расходов на тягу поездов и на ремонт подвижного состава и пути.
Одним из факторов, препятствующих повышению ходовой скорости движения по перегону и повышению его пропускной способности, является ограничение скорости движения порожняковых составов до 60 км/ч в кривых участках пути радиусом менее 600 м. Эта мера обусловлена необходимостью предотвращения схода порожних вагонов, оснащенных тележками 18-100 с рельсов вследствие недостаточной устойчивости их движения.
Одной из мер, способствующих улучшению показателей динамических качеств грузовых вагонов, является применение билинейного рессорного подвешивания в совокупности с новыми фрикционными узлами, в которых угол наклона фрикционных клиньев принят равным 55 °, что обеспечивает эффективное демпфирование колебаний боковой качки кузова в по-
рожнем режиме движения вагона. Такая схема обрессоривания экипажа реализована в конструкциях упомянутых тележек 18-9855 (Barber S-2-R), 18-194-1 (УВЗ), а также в тележке 18-1711 (Украина) и позволяет обеспечить повышение скоростей движения вагонов, прежде всего в порожнем состоянии, благодаря увеличению статического прогиба рессорного комплекта, что обеспечивает ему в таком режиме движения лучшие динамические свойства по сравнению с вагоном на тележках модели 18-100, способствующие снижению динамической нагруженности и повышению надежности автотормозного оборудования и других узлов вагона. Это повышает коэффициент устойчивости против вкатывания гребня колеса на головку рельса и, следовательно, безопасность движения вагона. Кроме того, улучшается вписывание таких вагонов в кривые за счет значительного уменьшения зазоров в буксовых проемах между буксой с кассетным подшипником и боковой рамой, что препятствует перекосам тележки в плане.
Здесь следует отметить, что создание так называемого инновационного подвижного состава (локомотивов и грузовых вагонов) идет в основном по пути копирования зарубежной техники, отдельные образцы не в полной мере отвечают современным требованиям обеспечения эффективности эксплуатации нового подвижного состава и рентабельности капитальных вложений в его модернизацию. Так, основа концепции трехэлементной тележки 18-9855 -тележки «Barber S-2-R», созданной американской компанией Standard Car Truck, была сформирована еще в первой половине XX в.
Вместе с тем уровень сил сухого трения при движении вагона в груженом режиме, по нашему мнению, представляется несколько избыточным, что в совокупности с жесткостью рессорного комплекта этой тележки в груженом состоянии, равной 4,386 кН/м (у тележки 18-100 она равна 3290 кН/мм), может привести к повышению уровня силового воздействия подвижного состава на верхнее строение пути по сравнению с тележкой с осевой нагрузкой 23,5 тс. В результате сравнительных испытаний на Западно-Сибирской железной дороге установлено, что при скорости 60 км/ч среднее значение силы воздействия вагона с осевой нагрузкой 23,5 тс на наружный рельс в кривом участке пути радиусом 300 м равно 114,2 тс, а у вагона с нагрузкой 25 тс/ось - 123,5 тс [1].
При этом, как отмечено в статье [2], «с учетом повышенной осевой нагрузки и недостаточного запаса по динамическому прогибу существенно снизился запас по максимальной силе до пробоя рессорного комплекта», приводящего к ударному воздействию колес на рельсы и снижению эксплуатационной стойкости как дисков колес, так и рельсов. Повышению ударного воздействия колес вагонов на рельс также способствует большое количесво выщербин и других дефектов на поверхности катания твердых колес.
Как показано в статье [3], увеличение осевой нагрузки приводит к снижению работоспособности рельсов. Так, при движении грузовых поездов по участку Среднесибирская - Входная поездов с осевой нагрузкой 215 кН (21,94 тс/ось) и доле кривых на участке, равной 2,6 %, при у-процентном ресурсе рельсов, равном 92,5 %, пропущенный тоннаж до отказа составит 923 млн т брутто, следовательно, дальнейшая эксплуатация приведет к риску изломов рельсов под поездом, особенно если учесть, что в настоящее время нагрузка на ось в новых вагонах замкнутых кольцевых маршрутов составляет 25 тс. Данные прогноза подтверждаются практикой. Так, если в 2013 г. вследствие отслоения и выкрашивания металла на поверхности катания головки рельса (дефект № 10) из пути было изъято 9403 рельса, то в 2015 г. их количество составило 15276 шт., из-за наличия трещин вследствие недостаточной контактно-усталостной прочности металла (дефект № 21) в 2013 г. изъято из пути 8294 рельса, а в 2015 г. - 10453 шт.
Необходимо отметить важный факт различия климатических условий железных дорог США и ЮАР, где достаточно успешно эксплуатируются тележки Барбера, от условий дорог Урала, Севера и Сибири, длительность периода низких температур на которых составляет шесть и более месяцев. В условиях низких температур, во-первых, ухудшаются условия сцепления колеса с рельсом, во-вторых, жесткость пути значительно повышается, в-третьих, происходит морозное пучение грунта, что приводит к развитию неровностей пути и, кроме этого, имеются участки вечномерзлых грунтов, обусловливающих увеличение жесткости пу-
ти (на Забайкальской железной дороге). Совокупность этих факторов также влияет на условия формирования сил в системе «колесо - рельс», особенно в зоне стыка рельсов. Как отмечено в работе [4], при увеличении осевой нагрузки от 23,5 до 25 тс средняя вертикальная сила давления колеса на рельс возрастает на 8,6 %, что служит причиной повышения интенсивности расстройств пути в целом по второму предельному состоянию. Это также приводит к формированию вертикальных неровностей пути амплитудой 10 - 15 мм [5].
Большие зазоры в сочленениях узлов тележки 18-100 и износы контактируемых поверхностей узлов трения являются причиной ее параллелограммирования (перекоса в плане), что увеличивает интенсивность износа гребней колес и головок рельсов в кривых участках пути и снижает их технический ресурс несмотря наличие лубрикаторов. Так, вследствие формирования интенсивного бокового износа головок наружных рельсов (дефект № 44), уложенных в кривой радиусом 600 м на одном из участков Западно-Сибирской железной дороги, их срок службы составил всего 18 месяцев, а пропущенный тоннаж до образования этого острого дефекта - всего 132,2 млн т брутто.
Необходимость срочной замены изъятия из пути остродефектных рельсов и устранения просадок пути кроме прямых убытков влечет за собой значительный экономический ущерб для ОАО «РЖД» с учетом потери пропускной способности из-за необходимости выделения «окон» для смены таких рельсов и возникновения других расходов на профилактику и устранение остаточных деформаций пути.
Несмотря на то, что за счет совершенствования конструкции тележки Барбера удалось несколько снизить силы горизонтального взаимодействия набегающего колеса тележки и рельса [1], при достижении пробега 200 тыс. км, доля отцепок вагонов с такими тележками по тонкому гребню составляет 69 % и по дефектам поверхности катания колес - 31 % [6].
Отсюда следует острая необходимость создания новой конструкции тележки с улучшенными показателями системы обрессоривания, эксплуатация которой позволила бы устранить возникновение отмеченных негативных явлений. Один из новых способов повышения динамических свойств рессорного подвешивания тележки в вертикальной плоскости приведен в работе [7].
Несмотря на введение в эксплуатацию инновационных вагонов с тележками, имеющими увеличенный по сравнению с тележкой 18-100 статический прогиб (тележки 18-9855 (Barber S-2-R) и 18-194-1 (УВЗ), подавляющая часть парка грузовых вагонов, обращающихся на сети российских железных дорог и стран СНГ, оснащена тележками модели 18-100. Выполним приближенную оценку значений параметров горизонтальной жесткости рессорных комплектов этой тележки, определяющих динамические свойства грузового вагона в горизонтальной плоскости, принимая кузов, тележку и колесные пары за твердые тела. При этом будем рассматривать в горизонтальной плоскости только геометрические неровности, учитывая то, что горизонтальная жесткость пути во много раз больше жесткости системы обрессоривания экипажа.
Для оценки влияния значений конструктивных параметров трехэлементной тележки вагона модели на его динамические свойства воспользуемся приведенными ниже расчетными схемами и на основе энергетического метода Лагранжа сформируем математическую модель системы «вагон - путь». Расчетная схема механической колебательной системы «вагон -путь» приведена на рисунке 1.
Расчетная схема сил продольного и поперечного крипов, определяемых по упрощенной теории Калкера [8], в контакте колес и рельсов колесной пары и сил взаимодействия с боковыми рамами приведена на рисунке 2. Отметим здесь, что у тележки модели 18-9855 (Барбе-ра) продольные зазоры в буксовых проемах между буксой и челюстями тележки практически отсутствуют (не превышают 2 мм), что способствует значительно меньшему перекосу узлов тележки в плане, влияющих на износ гребней колес и рельсов, поэтому моментом трения в этом узле такой тележки можно пренебречь.
Расчетная схема сил взаимодействия в узлах сочленения боковых рам с колесными парами и надрессорными балками приведена на рисунке 3.
Вертикальная реакция правого рессорного комплекта первой тележки вагона, действующая на надрессорную балку,
F611z - F61 lZ + F611z ;
Рисунок 1 - Расчетная схема механической колебательной системы «вагон - путь»
Рисунок 2 - Схема сил, приложенных к колесной паре Упругая составляющая, обусловленная деформацией рессорного комплекта,
^6Пг = ^в (/ст + Дzб11) ,
(1)
(2)
где жв - вертикальная жесткость рессорного комплекта; fCT - его статический прогиб; А z611 — ^бц — ^рц - динамическая деформация правого комплекта.
Найдем выражение для момента сил трения между пятником и подпятником, обратившись к расчетной схеме, представленной на рисунке 3.
Вначале выразим элементарную силу трения, создаваемую на площадке ds:
dF,Гр — [р ■ ds,
(3)
где ц - коэффициент трения верчения; р = —^ = —, -г-- давление в контакте пятника и
5 лу - Я2)
подпятника; йБ = рйрйр - площадь бесконечно малого элемента опорной поверхности подпятника.
Рисунок 3 - Горизонтальные силы взаимодействия в узлах контактирования элементов
первой и второй тележек
Находим элементарный момент силы трения:
йМ = ра^ = ¡лрр йрйр. (4)
Найдем полный момент трения в узле контакта пятника и подпятника при повороте надрессорной балки относительно вертикальной оси ъ на угол р, учитывая, что текущий радиус подпятника р изменяется от Яв до Ян :
ян р
мтр = МР | |р2йрйр. (5)
Яв 0
Интегрируя выражение (5) и подставляя пределы, получаем:
3 3
мтпр=рр »р*п яя^яг. (6)
Момент трения, создаваемый между опорными поверхностями скользунов кузова и тележки,
Мс = N а, (7)
где / - коэффициент трения скольжения между опорными поверхностями скользунов кузова и тележки; Ыс - вертикальное давление на скользун тележки; а - расстояние от скользуна до шкворня.
Суммарный момент, препятствующий повороту (вилянию) тележки относительно кузова;
Мр = мтр + Мс.
(8)
Необходимо отметить, что момент трения в скользунах может достигать больших значений, что препятствует повороту тележки при вписывании в кривую малого радиуса, и может быть значительным, поскольку, как показано в работе [9], максимальная вертикальная нагрузка на скользун при движении цистерны, обусловленная центростремительным ускорением и неровностями пути, в этом случае может достигать 390 кН. В качестве одной из мер снижения момента сопротивления повороту тележки относительно вертикальной оси и, соответственно, уменьшения угла набегания гребня колеса на боковую грань головки рельса, в решающей мере определяющего износ колес и рельсов, в новых тележках Барбера для снижения момента трения в узле «пятник - подпятник» между этими элементами установлена прокладка из фторопласта, обладающего весьма малым по сравнению с парой «сталь по стали» коэффициентом трения скольжения.
Полная система уравнений, описывающих колебания кузова и узлов вагона, в соответствии с обозначениями, принятыми на рисунке 1, имеет вид: ' 4 4 4 2 4 2
Е тк.пхк.п] = -Е Е Е ^ркр -Е Е ;
] =1 ] =1 к=1 г =1 ] =1 г=1
Е (( тк.п + 2тп
/ =11
а°1) ук.п] - жп ( - ау]2 ) Ук.п] + тп ( - 2 ) -
- г
к.п] (а]1 + а]2 ) + ^к.п] (а]1 - а]2 ) - (а]1 ^вД + а]2 ^в/2 )\} = Е
]=1
4 4 2
Е (тк.п + 2тп ) гк.п] -Е тп [(в/1 - Щ2 ) + Е а]2 ((к.п] - %2 ) ]=1 ]=1 г=1
4 4
= Е жп [2гк.п] - (в/1 + Лв/2 ) Ук.п] \ + Е жп [Ук.п] (а]1 - а]2 ) " ]=1 /=1 4
- ((г/ + а]2Лг/2 )) + Е Дп [2гк.п] - (в/1 + Лв.]2 )
/=1
4 2
Е ^ркр-Е ^]гу
к=1 г=1
(9)
+Е Дп [ук.п] (а]1 - а]2 ) -(а]1 + а]2%2 )) ] =1
4 ' 24 4
■=1
Е( ^к.п х + 2тп^2 ) ^к.п] = Е тп
]=1
2 )
а]1 ук.п ]
- %2)
+
+а]2 (к.п] - %2 )
Транссиба ^дДВ
4 4
}=1 4
}=1 к=1 4 2
4
£ л.п z6к.пJ =-ЕЕ(урку1- рр!д-2 )-£((-р)2х) ^ -£££м " ■ j=1 ....
4 4 2
J=1 к=1 г=1
/ГР .
ркц'г;
£ -/к .пурк.пJ ££FJixrJi;
J=1 J=1 г=1
4 4 2 2
£ шркхрк = -£ £ £ ^ + ^ГТх;
к=1 /=1 п=1 г=1
4 4 2 2
£ ш рк у рк = -£ £ £ руРкр + ^у;
к=1 /=1 п=1 г=1
4 4 ( 4 2 м1р £= -£ ££(-1)^-мб^
к=1 j=1V к=1 г=1 2
2 .... 2 . .
£( п -4к)б ^ =£(( ( -4к)+ м тр п);
п=1 п=1
2
(10)
МкХк = 5к - Бк+1 -£ ;
п=1
2 2
м к Ук = ££(( - ^);
п=1 г=1 2
мк ¿к = £ яб п; п=1 2
¿кхУк =£ Мекга; г=1 2
/курк = £ Яб пЬ; п=1
¿к А = £
п=1
м£ +£ ((упру - ^)
г=1
Сформированная математическая модель, представленная двумя подсистемами дифференциальных уравнений (9) и (10), является достаточно сложной, учитывая нелинейности сил сухого трения, а также зазоры в буксовых проемах и между надрессорной балкой и боковыми рамами. В ней учтено влияние коничности бандажей на формирование горизонтальных сил взаимодействия колеса и рельса.
Выполним приближенную оценку значений параметров горизонтальной жесткости рессорных комплектов тележки, необходимых для улучшения динамических свойств грузового вагона в горизонтальной плоскости.
Допуская, что колебания относа кузова являются малыми, составим расчетную схему, приведенную на рисунке 4, и воспользуемся теоремой об изменении кинетического момента механической системы:
йЬ
—0 = ме.
Ж 0
(11)
где Ь0 - кинетический момент кузова совместно с надрес-
сорной балкой (полагаем, что кузов с надрессорной балкой движутся как единое целое) относительно начала системы отсчета О (ось у лежит в опорной
Рисунок 4 - Расчетная схема
плоскости рессорных комплектов); Мет - момент внешних сил, действующих на систему относительно данного центра.
Этот момент складывается из момента силы тяжести кузова и надрессорной балки, а также возвращающего момента за счет горизонтальной жесткости рессорных комплектов тележки (вследствие малости статического прогиба тележки 18-100 горизонтальные силы трения между надрессорной балкой и боковыми рамами весьма малы и ими в данном случае можно пренебречь). В проекции на ось х будем иметь:
= М^ Ъс ътф - сГкрБтф, (12)
&
здесь Ьх = МЕкф - кинетический момент кузова относительно продольной оси пути х; МЕ -суммарная масса кузова и надрессорной балки; кс - высота центра тяжести порожнего кузова
до опорной поверхности; сг - суммарная горизонтальная жесткость рессорных комплектов тележки; кР - высота винтовых цилиндрических рессор комплектов тележки.
С учетом принятого допущения о малости колебаний можно записать, что
Ус = К Щф = ксф. (13)
Подставляя эти приведенные значения в формулу (2), получим дифференциальное уравнение, описывающее малые колебания относа кузова вагона:
М Е Нф + (Сг К2 - М Е ghc) ф = 0. (14)
Приводя уравнение (4) к стандартной форме, имеем:
ф + к 2ф = 0, (15)
где к = ■у^СГК^-ММ^^с^Гм^Н2 - собственная частота колебаний вагона, с-1.
Подставив значения инерционных, жесткостных и геометрических параметров узлов порожнего полувагона в подкоренное выражение, получим собственную частоту колебаний относа кузова, равную 5,09 Гц.
Как следует из формулы (14), для того чтобы колебания были устойчивыми, необходимо выполнение условия
сгНр2 -Мхghc > 0. (16)
Подстановка соответствующих значений параметров для порожнего состояний вагона дает, учитывая воздействие боковой силы ветра, нижнюю границу суммарной горизонтальной жесткости рессорных комплектов тележки сП = 12 -105 кН/м, что в семь раз меньше значения этого параметра тележки модели 18-100, приведенного в работе [10]. Заметим, что в работе [11] в результате оценки критической скорости движения порожнего вагона (при наличии обрессоривания экипажа) рекомендовано значение этой жесткости не ниже 18-105 кН/м.
Таким образом, существующее значение суммарной горизонтальной жесткости рессорных комплектов тележки 18-100 является завышенным в несколько раз. Полученный результат указывает на то, что колебания относа кузова, обусловленные наличием горизонтальных неровностей пути, происходят в дорезонансном и резонансном режимах, что негативно влияет на устойчивость движения вагона и безопасность движения поезда в целом и является причиной вводимых ограничений установленной скорости движения поезда.
Точную оценку значений жесткости и демпфирования системы обрессоривания кузова вагона в горизонтальной плоскости можно получить из условия обеспечения равенства кине-
тической энергии колебаний относа кузова суммарной работе упругих и диссипативных сил, т. е.
м2у2 = | ^ (у)йу + | ^ йу, (17)
где | ^(у)йу - работа силы упругого элемента (в общем случае - элемента связи надрессор-
0
ной балки с боковой рамой тележки, имеющего рациональную нелинейную силовую характеристику) на перемещении А, т. е. поперечный зазор между надрессорной балкой и боковой
А
рамой; |^рау - работа сил трения в системе.
0
Отметим, что среднее значение зазора между упорами надрессорной балки и боковой рамой тележки модели 18-9855 (БагЬег-8-2-Я) составляет около 15 мм, что повышает устойчивость против выжимания вагона, но вместе с тем такой зазор недостаточен для эффективного поглощения энергии колебаний относа кузова и снижения интенсивности износа гребней колес и рельсов.
Из всего изложенного следует, что решение проблемы повышения провозной и пропускной способностей российских железных дорог зависит прежде всего от показателей динамических качеств грузовых вагонов, определяющих их конструкционную скорость. В связи с этим существует острая необходимость решения задачи создания тележки с переменной структурой - с различными значениями вертикальной и горизонтальной жесткостей системы обрессоривания вагона и соответствующим демпфированием в его порожнем и груженом состояниях, обеспечивающими устойчивость и безопасность движения грузового поезда и снятие ограничений на установленную скорость движения по участку.
Список литературы
1. Гапанович, В. А. Вопросы взаимодействия подвижного состава и инфраструктуры при тяжеловесном движении [Текст]/ В. А. Гапанович // Железнодорожный транспорт. - 2016. -№ 10. - С.10 - 15.
2. Мещерин, Ю. В. О рессорном подвешивании тележек грузовых вагонов [Текст] / Ю. В. Мещерин // Вагоны и вагонное хозяйство. - 2016. - № 2 (46). - С. 33 -35.
3. Карпущенко, Н. И. Оценка и прогнозирование надежности рельсов в различных эксплуатационных условиях [Текст] / Н. И. Карпущенко, П. С. Труханов // Известия Транссиба / Омский гос. ун-т путей сообщения. - Омск. - 2016. - № 2 (26). - С. 118 - 126.
4. Воздействие на путь вагонов с повышенной осевой нагрузкой [Текст] / В. В. Третьяков, И. Б. Петропавловская и др. // Вестник ВНИИЖТа / ВНИИЖТ. - М. - 2016. - Т. 75. -№ 5. - С. 233 - 237.
5. Воздействие длинносоставных поездов на путь [Текст] / В. С. Коссов, А. А. Лунин и др. // Вестник ВНИИЖТа / ВНИИЖТ. - М., 2016. - Т. 75. - № 5. - С. 224 - 231.
6. Лосев, Д. Н. Вагоны на тележках «Барбер»: итоги эксплуатации [Текст] / Д. Н. Лосев // Вагоны и вагонное хозяйство. - 2016. - № 4. - С. 8.
7. Галиев, И. И. Методы и средства виброзащиты железнодорожных экипажей [Текст] / И. И. Галиев, В. А. Нехаев. В. А. Николаев / УМЦ ЖДТ. - М., 2010. - 340 с.
8. Гарг, В. К. Динамика подвижного состава [Текст] / В. К. Гарг, Р. В. Дуккипати / М.: Транспорт,1988. - С. 130.
9. Оценка динамических сил, действующих на скользуны постоянного контакта для тележек грузовых вагонов железных дорого колеи 1520 мм [Текст] / Ю. П. Бороненко, А. М. Орлова и др. // Техника железных дорог. - 2012. - № 1 (17). - С. 26 - 29.
10. Сенаторов, С. А. Прогнозирование нагруженности, износа и динамики подвижного состава: Ч.1. Динамические системы подвижного состава и методы их исследования [Текст] /
С. А. Сенаторов / Уральский электромеханический ин-т инж. железнодорожного трансп. -Екатеринбург, 1996. - 104 с.
11. Орлова, А. М. Влияние конструктивных схем и параметров тележек на устойчивость, ходовые качества и нагруженность грузовых вагонов: Автореф. дис... доктора техн. наук [Текст] / А. М. Орлова. - СПб, 2008. - 32 с.
References
1. Gapanovich V. A. Problems of interaction between rolling stock and infrastructure under heavy traffic [Voprosy vzaimodeistviia podvizhnogo sostava i infrastruktury pri tiazhelovesnom dvizhenii]. Zheleznodorozhnyi transport - Rail transport, 2016, no. 10, pp.10 - 15.
2. Meshcherin Iu. V. On the spring suspension of cargo wagon carriages [O ressornom podveshivanii telezhek gruzovykh vagonov]. Vagony i vagonnoe khoziaistvo - Wagons and wagons, no. 2 (46), 2016, pp. 33 - 35.
3. Karpushchenko N. I., Trukhanov P. S. Evaluation and prediction of rail reliability in various operating conditions [Otsenka i prognozirovanie nadezhnosti rel'sov v razlichnykh eks-pluatatsionnykh usloviiakh]. Izvestiia Transsiba - Izvestiya Transsib, no. 2, 2016, pp. 118 - 126.
4. Tret'iakov V. V. Petropavlovskaia I. B., Pevzner V. O. Influence on the way of cars with increased axial load [Vozdeistvie na put' vagonov s povyshennoi osevoi nagruzkoi]. Vestnik VNIIZhT -Vestnik VNIIZhT, T. 75, no. 5, 2016, pp. 233 - 237.
5. Kossov, V. S., Lunin A. A., Panin Iu. A. The influence of long-distance trains on the way [Vozdeistvie dlinnosostavnykh poezdov na put']. Vestnik VNIIZhT - Vestnik VNIIZhT, T. 75, no. 5, 2016, pp. 224 - 231.
6. Losev, D. N. Cars on trolleys «Barber»: results of operation [Vagony na telezhkakh «Barber»: itogi ekspluatatsii]. Vagony i vagonnoe khoziaistvo - Cars and carload economy, 2016, no. 4, pp. 8.
7. Galiev, I. I., Nekhaev V. A., Nikolaev V. A. Metody i sredstva vibrozashchity zheleznodorozhnykh ekipazhei (Methods and means of vibration protection of railway carriages). Moscow, 2010, 340 p.
8. Garg, V. K., Dukkipati R. V. Dinamika podvizhnogo sostava (Dynamics of the rolling stock). Moscow: Transport, 1988, 130 p..
9. Boronenko, Iu. P., Orlova A. M., Rudakova E. A., Saidova A. V. Evaluation of the dynamic forces acting on the constant contact for the freight wagons of iron wagons with an expensive gauge of 1520 mm [Otsenka dinamicheskikh sil, deistvuiushchikh na skol'zuny postoiannogo kontakt dlia telezhek gruzovykh vagonov zheleznykh dorogo kolei 1520 mm]. Tekhnika zheleznykh dorog -Technique of railways, 2012, no. 1 (17), pp. 26 - 29.
10. Cenatorov, S. A. Prognozirovanie nagruzhennosti, iznosa i dinamikipodvizhnogo sostava: Ch.1. Dinamicheskie sistemy podvizhnogo sostava i metody ikh issledovaniia (Prediction of Loading, Wear and Dynamics of Rolling Stock: Part. Dynamic systems of rolling stock and methods for their study). Ekaterinburg: UEmIIT, 1996, 104 p.
11. Orlova, A. M. Vliianie konstruktivnykh skhem i parametrov telezhek na ustoichi-vost', khodovye kachestva i nagruzhennost' gruzovykh vagonov (Influence of constructive schemes and parameters of bogies on stability, driving qualities and loading of freight cars). Doctor's thesis, S.-Peterburg, 2008, 32 p.
ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРЕ
Николаев Виктор Александрович
Омский государственный университет путей сообщения (ОмГУПС).
Маркса пр., д. 35, г. Омск, 644046, Российская Федерация.
Доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Теоретическая механика», ОмГУПС. Тел.: +7 (3812) 37-60-82. E-mail: [email protected]
INFORMATION ABOUT THE AUTHORS
Nikolaev Viktor Aleksandrivich
Omsk State Transport University (OSTU). 35, Marx st., Omsk, 644046, the Russian Federation. Doctor of Technical Sciences, Professor, leader of the department «Theoretical Mechanics», OSTU. Phone: +7 (3812) 37-60-82. E-mail: [email protected]
БИБЛИОГРАФИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ СТАТЬИ BIBLIOGRAPHIC DESCRIPTION
Николаев, В. А. Оценка влияния параметров рессорного подвешивания грузового вагона на показатели его динамических качеств и безопасность движения [Текст] / В. А. Николаев // Известия Транссиба / Омский гос. ун-т путей сообщения. - Омск. - 2017. -№ 1 (29). - С. 17 - 27.
Nikolaev V. A. Evaluation of the influence of the parameters of the spring suspension of freight wagon on its dynamic qualities and traffic safety. Journal of Transsib Railway Studies, 2017, vol. 29, no. 1, pp. 17 - 27. (In Russian).
УДК 629.424.3:621.436
С. М. Овчаренко, О. В. Балагин, Д. В. Балагин
Омский государственный университет путей сообщения (ОмГУПС), г. Омск, Российская Федерация
ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ТЕПЛОВОЗОВ В ЭКСПЛУАТАЦИИ
Аннотация. В статье рассмотрен способ повышения эффективности системы охлаждения тепловозов в эксплуатации - использование перепуска теплоносителей между контурами.
Ключевые слова: система охлаждения тепловозов, частота вращения, дизель, температура, коэффициенты теплопередачи, математическая модель, теплообменный аппарат, охлаждающий воздух, математическая модель.
Sergey M. Ovcharenko, Oleg V. Balagin, Dmitry V. Balagin
Omsk State Transport University (OSTU), Omsk, the Russian Federation
INCREASE IN OVERALL PERFORMANCE LOCOMOTIVES COOLING SYSTEMS IN OPERATION
Abstract. In article the way increases in system effectiveness of cooling locomotives in operation - use relaunches of heat carriers between contours is considered.
Keywords: locomotive cooling system, rotating speed, diesel, temperature, heat transfer coefficients, mathematical model, the heat-exchanging device cooling air, mathematical model.
По мере совершенствования тепловозов и особенно с ростом их секционной мощности повышаются и требования, предъявляемые к системе охлаждения тепловозов (СО). Система охлаждения современных, более мощных тепловозов должна обеспечивать увеличенный теплоотвод практически в тех же габаритах, что у существующих, не допускать снижения температуры теплоносителей до критических значений, перегрева деталей цилиндропоршне-вой группы дизеля и т. д. Удельные затраты мощности на функционирование СО при этом должны снижаться по сравнению с существующими аналогами.
Для повышения эффективности СО тепловозов существуют различные способы [3]:
1) повышение эффективности теплорассеивающей способности секций водовоздушных радиаторов и снижение их аэродинамического сопротивления;
2) увеличение производительности вентиляторных установок с одновременным повышением их экономичности;
3) снижение сопутствующих аэродинамических потерь при течении воздуха в шахтах;
4) добавление в охлаждающую воду специальных присадок, снижающих накипь в трубопроводах;
5) использование перепуска теплоносителей между контурами СО тепловоза.
В данной статье предлагается для повышения эффективности СО рассмотреть возможность использования перепуска теплоносителей между контурами СО тепловоза.
