Оценка возможностей динамических взаимодействий рабочего блока и корпуса технологической машины для вибрационного заглаживания бетонных поверхностей Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Белокобыльский С.В., Кашуба В.Б. УДК 622.3.002.5-752

ОЦЕНКА ВОЗМОЖНОСТЕЙ

W __W

ДИНАМИЧЕСКИХ ВЗАИМОДЕЙСТВИЙ РАБОЧЕГО БЛОКА И КОРПУСА ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЙ МАШИНЫ ДЛЯ ВИБРАЦИОННОГО ЗАГЛАЖИВАНИЯ БЕТОННЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ

Проведенные теоретические и экспериментальные исследования, анализ и сравнительный обзор результатов показывают сложную картину динамического взаимодействия рабочего органа с бетонной поверхностью. Вместе с тем рабочий орган представляет собой лишь фрагмент рабочего блока, который обеспечивает сложное движение как сумму вращательных и поступательных движений, осуществляемых приводными системами технологической машины. Реальные неточности изготовления передач, люфты и зоны нечувствительности в передачах вращения, шарнирных соединениях, упругость уплотнений формируют, как показано в работах [1-5], интегральные упругие характеристики контактного взаимодействия, представляющие собой периодические колебания сложного вида с частотным составом, содержащим как низкочастотные компоненты, так и высокочастотные, вплоть до ультразвукового диапазона.

Если рабочий блок будет иметь несколько рабочих органов, то картина взаимодействия будет усложняться, что потребует обязательного ограничения параметров динамического состояния рабочего блока, упруго закрепленного в конструкции машины. Последнее является неизбежным фактором практически любой формы практической инженерно-технической реализации (консоли, передачи, уплотнения и т.д.).

Чаще всего (и проще) желаемые изменения динамического состояния, уменьшение влияния низкочастотных гармоник интегрального возмущения достигается доступными средствами виброзащиты и виброизоляции, в частности, путем установки динамичес-

ких корректоров [4] или динамических гасителей. На экспериментальной установке, использованной авторами, рабочий блок состоит из одной головки [3], что упрощает оценку возможного ограничения вибрационного фона.

1.Обоснование и выбор математической модели рабочего блока заглаживающей машины.

Расчетная схема рабочего органа заглаживающей машины представляет собой пространственную колебательную систему с тремя точками крепления В, С, О , как это показано на рис.1. Все точки крепления обладают возможностями упругих перемещений вдоль осей пространственной декартовой системы координат х, у, г. Точки В и С отражают динамическое взаимодействие рабочего органа с траверсой или рамой в виде балки, которая в общем случае, обладает поперечной, продольной и крутильной упругостями. Концы балки обозначены точками 01 и 02, а сама балка может иметь различные виды опирания и заделки. Каретка рабочего органа может перемещаться вдоль балки, что определяется координатами точек В и С (У1Б, У1 Б +1, У1а ,У1С +1). В точках В и С упругости представлены в виде компонент, отнесенных к осям координат: в точке В -

К 1БХ1 , К1 Ву 1 , К 1Б* , в точке С -К1СХ1 , К 1Су 1 ,к 1сг1. Учитывая конструктивно-технические особенности рабочего органа можно с достаточной уверенностью утверждать о наличии в точках крепления приведенных сил сопротивления, которые на предварительной стадии соответствуют вязкому трению, и принимаются малыми.

ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ

Точка опоры В, имеет в системе координат О1Х1 У1 координаты Х1В, У1В rZ 1 В. Точка В одновременно является началом координат пространственной системы координат О1Х1 У1 Z1, то есть точки В и О совпадают.

Характер взаимодействия точки В с обрабатываемой средой предполагает не только опирание (выполнение функции опоры), но и выполнение функций рабочего взаимодействия. В реальной конструкции точка В принадлежит заглаживающему диску, который совершает вращательные движения и магни-тострикционные колебания с частотой порядка 20 КГц. Упругие свойства опоры в точке, также представляются в виде компонент по осям координат (КВХ ,КВУ , Кш). Особенности упругого взаимодействия рабочего органа в точке В таковы, что они носят нелинейный характер. Последнее требует детализированных уточнений, которые связаны с учетом особенностей технологического процесса заглаживания.

Заглаживание может производиться с частичной или полной компенсацией веса рабочего органа, что достигается соответствующими механизмами вертикального подъема поперечной рамы или траверсы машины. Однако в процессе заглаживания диск рабочего органа неизбежно взаимодействует с бетонной смесью при перемещении каретки, и силы сопротивления, которые приходиться преодолевать, выступают внешними динамическими возмущениями. Они приложены в точке В, носят нестационарный характер и, в общем случае, описываются случайными функциями. Однако, учитывая фильтрующие свойства механической колебательной системы, можно для оценки динамического состояния ориентироваться в предварительных подходах на использование гармонических и полигармонических представлений.

Важным обстоятельством является нелинейный характер взаимодействия рабочего органа в точке В с бетонной смесью, нашедший отражение в том, что приведенная упругость в вертикальном направлении, и имеет вид

Р = + bz3, (1)

где а и в — коэффициенты, определяемые опытным путем.

Эксперименты показали, что на вид характеристики влияет состав бетонной смеси; при увеличении жесткости бетона нелиней-

ные свойства проявляются более заметно. Для мягких бетонов график упругой зависимости на исследуемом участке контакта (1-1.5 мм) близок к линейному закону. Таким образом, рабочий орган, излучающий вибрации высокой частоты (до 20 Кгц) в технологическом процессе, связанном с необходимостью перемещения рабочего органа, вступает в динамическое взаимодействие с бетонной поверхностью, которое формирует спектр макровозмущений низкой частоты, воспринимаемых пространственной колебательной механической системой (рис.1) и могут, в связи с этим, оказать нежелательное воздействие на качество поверхности. Естественным развитием конструктивно-технического подхода является выбор параметров системы, обеспечивающий вывод из рабочих диапазонов технологического процесса, резонансов и неустойчивых режимов, что предполагает соответствующее использование математических моделей и изучения особенностей динамического состояния системы.

Отметим, что расчетная схема, приведенная на рис.1, отражает пространственные связи в системе. Поэтому заметное значение приобретают свойства симметричности системы. Если центр тяжести и центр упругости не лежат в одной плоскости или находятся в состоянии пространственного разобщения более сложной формы, то связность колебаний начинает сильно проявляться, то есть возмущения по любой из координат приводят к движениям по всем обобщенным координатам системы. Выходом из ситуации является обеспечение соответствующих форм симметрии рабочего органа.

Повышение степени защищенности рабочего органа от наведенных внешних вибраций связано также и с тем, что каретка с рабочим органом перемешается в процессе работы по траверсе, занимая различное положение относительно начала координат системы О1 Х1 У1 Z1. При этом балка в разных точках контакта имеет разные приведенные жесткости, массы и демпфирование. Снижение вибраций в местах крепления (точки В и С) может быть достигнуто установкой динамических гасителей колебаний, однако в этом случае необходимо обеспечить достаточно широкую зону их эффективной работы или делать их самонастраивающимися (управляемыми)[4].

Конструктивно-технические решения, например, могут быть связаны с установкой

УВД

МЕХАНИКА. ТРАНСПОРТ. МАШИНОСТРОЕНИЕ

Рис.1. Пространственная расчетная схема рабочего органа, взаимодействующего с рамой машины (траверсой).

«противовеса», который разгружает рабочий орган от действия силы веса и, одновременно, выполняет роль динамического гасителя. В этом плане эффективной может оказаться конструкция каретки с двумя рабочими головкам, образующими тандем (или балансиры) в поперечном к траверсе направлениям. Наконец, во внимание должен быть принят такой источник внешних воздействий как электромеханический привод, с помощью которого обеспечивается вращательное движение заглаживающего диска. Спектр этих вибраций наиболее энергонасыщен на частотах в несколько десятков герц, что является достаточно близким к собственным частотам колебаний рабочего органа с кареткой [2,3].

Таким образом, при высокочастотном магнитострикционном возбуждении колебаний рабочего органа, передаче на него вращательного и поступательного движения из-за взаимодействия с обрабатываемой средой и динамических дефектов приводов возникают знакопеременные нагрузки, вызывающие вибрации конструкции в целом. Последнее оказывает влияние на качество заглаживания поверхности, уровень ее шероховатости, так как при малости вертикальных колебаний (сотые доли мм.), вызванных магнитострикцион-ным вибровозбудителем, вклад колебаний от упругих смещений в системе может в несколько раз превосходить нормативные параметры.

Предложенная авторами расчетная схема отражает основные особенности и динамические свойства системы и позволяет оценить степень и уровень влияния конструктивно-технических факторов, сопровождающих технологический процесс заглаживания. Целесообразным, в этом плане, является представление поэтапного решение с выбором на начальный момент достаточно простой исходной модели в виде системы с одной степенью свободы, включающей нелинейные свойства упругого взаимодействия рабочего органа с обрабатываемой средой. На втором этапе рассмотрения могут быть использованы модели в виде упругих балок, взаимодействующих с точечным и сосредоточенными массоинерционными

элементами.

2. Динамический расчет взаимодействия рабочего органа с траверсой заглаживающей машины.

Колебания рабочего органа заглаживающей машины возникают в результате реактивных усилий со стороны механизма вращения диска, приводимого в действие через редуктор электродвигателем. В свою очередь, перемещение рабочего органа вдоль траверсы сопровождается контактом с бетонной поверхностью. Взаимодействие с бетоном создает силы сопротивления, передающиеся в узлы крепления рабочего органа с траверсой, которые обладают упругостью. Сочетание упругих свойств в контакте с поверхностью и упругос-тей в местах крепления формирует нелинейную упругую восстанавливающую силу.

Таким образом, в первом приближении, расчетная схема рабочего органа может быть представлена в виде системы с одной степенью свободы, опирающейся на нелинейную пружину. Расчетная схема рабочего органа, взаимодействующего с траверсой, и представляет собой упругий стержень с сосредоточенной массой на конце, опирающейся другим концом на траверсу в виде упругой балки конечной длины. Учет нелинейных свойств и стохастической природы внешнего возмуще-

ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ

ния требует предварительной оценки возможностей в линейной постановке.

Рассмотрим приближенное решение задачи, заменив рабочую конструкцию системой с двумя степенями свободы. Распределенную массу балки (траверсы) можно привести к одной сосредоточенной массе ц., соответствующей массе рабочего блока (каретке) (рис.2).

Рассмотрим изгибные колебания невесомого участка балки с двумя сосредоточенными массами, одна из которых закреплена жестко, а вторая упруго (рис.2).

Обозначим амплитуды прогиба, угла поворота, изгибающего момента и поперечной силы соответственно через zi, ф ., М( ,0,. Введем матрицу - столбец параметров в ,-м сечении:

Ч

Ф

М{1 ЕЗ 0,13 Р

где 1 - пролет стержня; - длина ,-го участка стержня, заключенного между(>-1) -м и >-м сечениями; ЕЗ - жесткость на изгиб некоторого участка стержня, принимаемого за основной.

Если рассматривать изгибные колебания невесомого участка стержня без сосредоточенных масс, зависимость между параметрами будет иметь вид

^ = С ^

^ =

(2)

(3)

где

С =

1 Р,

Р,2 Р,2

2а. 6а

0 1

а

0 0 1 0 0

0

2а

р, 1

(4)

Рис.2. Схема невесомого участка стержня с двумя сосредоточенными массами, одна из которых закреплена жестко, а вторая - упруго.

В выражении (4) принято:

Р, = —; а. = ; 1 - пролет балок.

1 ЕЗ

Если предположить, что в ,-м сечении участка балки сосредоточена точечная масса ц., то при колебаниях стержня амплитудное значение перерезывающей силы в этом сечении претерпевает конечный разрыв на величину ц. zi ю2. Введем матрицу М(, осуществляющую точечное преобразование параметров при переходе через сечение ,,

здесь у, =

М =

ц, ю213

0 1 0 0

(5)

ЕЗ

Для безмассового участка стержня длиной с сосредоточенной массой ц. переходной матрицей участка будет матрица

Т = м,с,. (6)

Для решения поставленной задачи составим переходную матрицу участка стержня, показанного на рис. 2. Если обозначить амплитуду перемещения балки в ,-м сечении через zi, а амплитуду перемещения массы М. через а , то можно получить

а =

с - М, ю

(7)

Прибавляя к выражению перерезывающей силы, подсчитанной в непосредственной близости к ,-му сечению справа, величину

ю

с. -М ю'

+ц, ю zi,

(8)

получим выражение перерезывающей силы в непосредственной близости от ,-го сечения слева. С учетом этого обстоятельства переходной матрицей участка (см. рис.2) будет

Р =

1 Р,

0 0

Р2

1 ^

2а

Р2

а

6а

0 1

т, Р,

ЪЁ.

2а.

2а

Р, 1 +

6а

(9)

с,^^

где х ,

ц , ю213 с,М{ ю213 2а,

£7 £7(С, - М, ю2) Матрицу можно представить также в

виде

здесь

р, =х д. + а,,

(10)

£ =

о о о о

0 о

1 р,

о о о

р,2 р3

2а 6а,

2 2 =

"о "о

Ф 2 1 Ф о1

о , 2 о = о

О 2 13 О о 13

_ £7 _ _ Е7 _

(12)

принимает вид

а.

а]п а}Ш

=о,

1 +

Р1Р 2

6

Х1Р1Р2

х, -

1+

х1Р3Р2

36 х1Р3Р2

= о.

(14)

Обозначая жесткость балки в точке приведения массы через к1, получим частотное уравнение

'.(к1 + С1 + С1 + к1с1 Ц М1 J цМ1

ю4 -ю2

■= о,

(15)

, 48£7

где к1 =— 1

Из уравнения (15) можно найти две частоты собственных колебаний, высшая из которых определится как:

Для примера составим частотное уравнение собственных колебаний шарнирно опертой балки пролетом 1 с сосредоточенной массой, ц, расположенной в середине пролета, к которой посредством пружины с жесткостью с1 присоединена масса каретки М1. Балку считаем невесомой, а поперечное сечение ее - постоянным вдоль пролета. Зависимость между параметрами можно представить равенством

г2 = а 2 (х 1 в + а 1 )г0 =(х 1а 2 в + а )г0, (11)

где а - матрица, совпадающая с матрицей а, при Р1 =1.

Уравнение частот собственных колебаний в соответствии с условиями закрепления концов балки и отвечающими им матрицами

ю =

к1

2Ц1

1 + ^ + _ С1Ц1

к1 к М1

к

2 (

4ц ?

1 + ^ + С1Ц1

к1 к М1

к1 С1 М, ц 1

к1

2Ц1

1+Ск|х

. к1 к1 М1

(16)

1 —

4Ц1С1

к1 М1

1 + ^ + С1 ц 1

. к к1 М1

Если выполняется неравенство 4Ц1С1

<<1,

(17)

к1 М1

1 + +_ С1Ц1

V к1 к1М1 у

то низшая частота может быть найдена из:

ю =

-ц1

1+^ +_ С1Ц1

к1 к1 М1

Г1+С1 (М1 +ц 1)л

Ц1 V к1 М1 у

(18)

откуда получаем зависимость

ю=

ю

Л

(13) где

ю

—; л

1

где индексы I и ] равны номерам нулевых строк матрицы 22, а индексы пит совпадают с номерами не равных нулю строк матрицы 2 о. В нашем случае

юВ

1 +

юн

(19)

М

к1

ютт а л I Л ,г

\ М1 +ц1

Найденные соотношения показывают, что для проведения динамического расчета разгрузочной балки можно сделать некоторые практические рекомендации.

1. Частоту собственных колебаний (а также амплитуду вынужденных колебаний) траверсы (как балки) можно определять без учета

2

2

2

С

6

ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ

массы и жесткости присоединения каретки, если

^ >10,

с,

(20)

где к, - коэффициент жесткости траверсы в той точке пролета, где его величина принимает минимальное значение; с, коэффициент суммарной жесткости упругих элементов, моделирующих соединение рабочего блока с балкой.

2. Если неравенство (20) не выполняется, то наименьшую частоту собственных колебаний траверсы можно находить по приближенной формуле (19), где юи - наименьшие круговые частоты собственных колебаний конструктивного соединения, соответственно с учетом влияния упруго закрепленного рабочего блока (каретки) и без учета этого влияния; ^ - коэффициент, характеризующий влияние упруго присоединяемой массы рабочего блока на частоту собственных колебаний траверсы; юв - круговая частота собственных колебаний рабочего блока на упругих опорах; wmin а - круговая частота собственных колебаний траверсы в предположении, что масса рабочего блока жестко присоединена к траверсе.

После жесткого присоединения масс каретки к траверсе определение частот собственных колебаний можно выполнять с помощью переходных матриц (2) и (5).

В случае действия гармонической силы Pi sinШ в i-м сечении балки зависимость между параметрами в сечениях i-1 и i будут выражаться равенством

Z = AZ i + ^, (21)

где

0 0

^ = 0 PJ3

Величина амплитуды силы Pt действующей на поддерживающую конструкцию, может быть найдена из рассмотрения виброизолированной системы, закрепленной на неподвижном основании.

Величину приведенной массы можно найти из условия, что кинетическая энергия системы с распределенной массой равна ки-

нетической энергии системы с сосредоточенной (приведенной) массой. Примем за линию прогиба системы, отвечающую колебаниям какой-либо частоте, выражение

г *( хЛ) = z( х )Т(1), (22)

где г(х) зависит только от х, а Т(£)- только от

Кинетическую энергию системы с распределенной массой т(х) можно представить в виде

Е = 1И х У^х =1 (Т )2 |т( х )[г( х )]2 ах, (23)

где интегрирование распространяется на всю длину балки.

Кинетическая энергия невесомой балки с сосредоточенной массой в точке х = х1 будет равна

1 ( dz

—н- I —

2 !V dt I

V I x = x

= 2 (T)2 н! [z(x)]2. (24)

Приравнивая выражения (23) и (24), нахо-

дим

!

J m( x )[z(x)] dx

[z( x)]2

(25)

Задаваясь формой колебаний z(x), можно определить величину приведенной массы. В частности, для траверсы с равномерно распределенной массой (m - const), шарнирным закреплением концов и пролетом 1, приведенная в середине пролета масса ^ -17ml /35.

Величину приведенной массы можно также определить по известному значению коэффициента жесткости балки К,, если приравнять значение низшей круговой частоты собственных колебаний балки, найденной с учетом распределенной массы, частоте собственных колебаний невесомой балки с сосредоточенной массой . Заметим также,

что, приравнивая частоту Q нулю в приведенных выше переходных матрицах, можно определить прогиб балки в любой точке пролета. Относя величину силы, действующей в этом сечении, к прогибу, легко найти значение коэффициента жесткостиК1.

Остановимся на более точном решении задачи о расчете балки, поддерживающей упруго закрепленную сосредоточенную массу, подверженную гармоническому возмущению. Предположим, что на упруго закреплен-

0

ную массу Mi (рис.2) действует гармоническая сила Pi sinQt. Учитывая, что при вынужденных установившихся колебаниях массы Mi и балки амплитуда колебаний массы Mi определяется выражением

P + С 7

a = Pi + c'7' , (26)

! ct - Mt Q2

находим величину амплитуды перерезывающей силы в i-м сечении

Ci (Pi + Mt Q2 7!) 2 V >-+^Q27i .

c - M,. Q2

(27)

Л =

(29)

где

d =-

cPlJ

Производя перемножения матриц в уравнении (5.29) и учитывая условия на концах балки,находим:

О

ф 21

О

q212

EJ

р2 , tр,р3 ,, т,Р2р2 , i т,р3р2 , i

-+1

6 6

Ti Р2 Ti Pi р2 2 2

Ti р2

- + i

i2 Ti р2 р 2 4

Ti р2 р 2

2 i2 6

Ti р? р 2 + i 2

Ti р! р2 + i + i 4FlF2

i2 Ti р2 р3

2

Ti р1

2

i2

Ti р2 Ti р?

6

С учетом (26) и (27) зависимость между параметрами на границах рассматриваемого участка принимает вид

Zí = -1 +Л,. (28)

Здесь матрица Р1 определяется выражением (9). Матрица Л, имеет следующую структуру

"0 " 0

0 &

О

ф 2 1 О

Q 213

. EJ

'dK 6

d^ 2 2

dlP 2

di

(3i)

где

^iQ213 ci M iQ213 2

EJ

EJ(ci - MiQ2)

di = -

CiPi 12

EJ(-MiQ2 + ci) а из уравнения (3i) соответственно -

di№2 -р3)

ф 01:

EJ( -Mi Q2 + ct) ci - коэффициент жесткости упругого закрепления; 1 - длина пролета, EJ - изгибная жесткость некоторого участка, принятого за основной.

В качестве примера рассмотрим вынужденные колебания шарнирно опертой од-нопролетной балки постоянного сечения, распределенная масса которой заменена одной сосредоточенной в середине пролета массой «m1 / 2. К массе ц упруго прикреплена масса М, подверженная действию возмущающей силыPi sinQt. Требуется найти амплитуду перемещения в середине пролета.

Разбивая балку на два участка, выразим параметры напряженного и деформированного состояния во втором сечении (на левой опоре) через параметры в первом сечении (на правой опоре) в виде

Z 2 = G 2 (F Z О +Л1), (30)

где матрицы G2, F1, Л1 определяются выражениями (4), (9), (29).

6

Q о 1 =

+ T3- (М3 +р3р2 -р1 р2 ) dlP 2

1 +T3- (р1Р3 +Р3Р2 -р1р2 )

(32)

Параметры балки в сечении будут определяться уравнением

Z1 = С1Z 0, (33)

1

откуда при Р1 =Р 2 = 2 получим

Z1 =

c P

'-ri

ц 1M1Q4 -Q (k1 M1 + c1 M1 + c1 ц) + k1 c 1

(34)

где к1 - коэффициент жесткости балки в точке расположения приведенной массы ц1

6ЕЗ

ki =

3/ 3 3-V (35)

13 (р1р3 +р3р2 -р1р2 )

ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ

БИБЛИОГРАФИЯ

1. Белокобыльский С.В., Кашуба В.Б. Моделирование режимов работы машины для заглаживания бетонных поверхностей // Труды 45-ой Международной научно-практической конференции «Инновационные технологии транспорту и промышленности», ДВГУПС. Владивосток. 2оо7. С.144-149.

2. Белокобыльский С.В., Кашуба В.Б. Особенности контактного взаимодействия

3.

4.

вибрирующих рабочих органов с бетонной поверхностью в технологиях заглаживания // Современные технологии. Системный анализ. Моделирование. ИрГУПС. Вып. №2 (14). Иркутск. 2007. С. 31-38. Мамаев Л.А., Кононов А.А., Герасимов С.Н., Кашуба В.Б. Экспериментальные исследования в области обработки бетонных поверхностей. БрГУ, Братск. 2006. 146 с. Елисеев С.В., Нерубенко Г.П. Динамические гасители колебаний. Наука. Новосибирск. 1990. 232 с.

Сигачев Н.П., Тюпин В.Н.

УДК 625.143 + 629.024

БЕЗОПАСНОСТЬ

ЖИЗНЕДЕЯТЕЛЬНОСТИ ПРИ ВЫБРОСЕ БЕССТЫКОВОГО ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ПУТИ ОТ ТЕМПЕРАТУРНОГО И ВИБРОДИНАМИЧЕСКОГО ВОЗДЕЙСТВИЯ_

Искусственное или естественное создание в рельсовых плетях бесстыкового железнодорожного пути дополнительных напряжений приводит к горизонтальному или вертикальному выбросу пути и подчас к сходу подвижного состава с рельс. Это существенно снижает уровень безопасности при движении поездов.

К естественным физическим полям, создаваемым в рельсах, относится температурное воздействие от солнечного излучения или изменения температуры воздуха. Это приводит к формированию температурных сжимающих напряжений в рельсах, которые достигают 1о7 -Ю8Па при нагревании рельса на Ю-5о°С. При этом допустимое значение контактного давления на рельс составляет 8 -Ю7 -1,2- 1о8 Па.

К искусственному физическому полю относится вибродинамическое воздействие движущегося поезда на рельсы. Причем, согласно

экспериментальных данных ВНИИЖТ и теоретических исследований [1] величина сжимающих напряжений в рельсах непосредственно под колесом составляет 8 -1о7 - 2,5 - 1о8 Па.

Многочисленными натурными наблюдениями [2] установлено, что выбросы бесстыкового рельсового пути происходят при температурном воздействии, но наиболее часто при комплексном температурном и вибродинамическом воздействии движущегося поезда. Причем при комплексном воздействии выбросы наблюдаются на расстоянии до 5о м [2] от локомотива подвижного состава, наиболее часто на расстоянии до 3 м. Этими же исследованиями установлено, что температура рельс при выбросе в 1,8-2 раза превышает температуру их закрепления. При выбросе в вертикальной плоскости длина волны выброса составляет 8-12 м со стрелой изгиба (величиной подъема пути вверх) равной о,2-о,3 м. При выбросе в горизонтальной плоскости длина вол-