CC BY
12УДК 629.4.077-592-52 DOI: 10.12737/24902
Е.В. Сливинский, Т.Е. Митина
ПОВЫШЕНИЕ УСТОЙЧИВОСТИ ДВИЖЕНИЯ ГРУЗОВЫХ И ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ
Представлены материалы, касающиеся разработки перспективных конструкций ходовых частей для двухосных тележек грузовых и пассажирских вагонов.
Ключевые слова: устойчивость движения, вагон, колёсная пара, ходовые части, тела качения.
E.V. Slivinsky, T.E. Mitina MOTION STABILITY INCREASE IN FRIGHT CARS AND PASSENGER CARS
It is well known that the most significant moment in motion smoothness increase of freight and passenger train is a motion stability of running gears in a rolling stock. The promising designs of car running gears are developed in Bunin State University of Yelets at the level of inventions and a set of computations on
Введение
Известно, что пассажирские и грузовые вагоны, двигаясь по прямым участкам пути, в действительности описывают не прямолинейную, а сложную волнообразную траекторию, так как наряду с движением вдоль пути они совершают угловые повороты относительно вертикальной оси и одновременно перемещаются поперёк пути [1; 2]. В процессе такого извилистого движения в вагонах возникают большие по величине силы инерции, создающие значительные боковые силы давления гребней колёс на рельсы, что приводит к снижению надёжности последних и возникновению аварийных ситуаций. В практике проектирования железнодорожного подвижного состава известны два основных пути снижения интенсивности извилистого движения колёсных пар. Первый путь заключается в установлении оптимальной конич-
the substantiation of rational parameters of such structures allowing not only the increase of car motion smoothness, but also the creation of conditions for car serviceability.
Key words: motion stability, car, wheel pair, running gear, rolling bodies.
ности профиля качения колёс, а второй - в уменьшении ширины колеи [1].
В первом случае движение колёсной пары с одинаковыми колёсами, жёстко насаженными на ось, вращающимися с одинаковой угловой скоростью, рассматривается без проскальзывания колёс по головкам рельсов. При этом определяют длину волны извилистого движения Ь и рациональную коничность колёс (рис. 1).
Для этого используют дифференциальное уравнение второго порядка вида
dx2
+ — У = 0.
sr
где п - коничность обода колеса; 2^ - ширина колеи; у - смещение колёс относительно головок рельсов.
Интеграл этого линейного однородного уравнения с постоянными коэффициентами имеет вид
y = A sin cot + B cos cot, где o =
sr
Полагая, при t = 0, что y = y0 и у = 0, получим У = У0 cos COt, где y0 - наибольшее отклонение центра колёсной пары от продольной оси симметрии пути. Следовательно, колёсная пара с коническими бандажами на идеально прямом участке пути
катится по синусоидальной траектории. Исходя из этого, можно определить длину волны извилистого движения Ь по формуле
L = 2p ^
Рис. 1. Расчётная схема колёсной пары
В то же время в процессе движения колёсной пары к гребням колёс приложены силы инерции, которые создают дополнительное поперечное воздействие на головки рельсов. Такая сила может быть вы-
числена по зависимости
И„ =
шУ2 Р
где р
радиус кривизны траектории центра Ц колёсной пары. Но так как Р = , то для
Пу
уменьшения сил инерции лучше всего уменьшить коничность колёс, которая, например, для ВСНТ рекомендована в пределах 0,025 или 0,01 [1].
Однако практика эксплуатации ВСНТ показывает, что заданное значение
коничности колёс поддержать в указанных пределах достаточно сложно из-за износа поверхности катания колёс, а придание им ранее заданной коничности по мере износа требует проведения дорогостоящих ремонтно-восстановительных работ. Поэтому, на наш взгляд, более перспективным направлением является уменьшение ширины колеи, и в частности создание технических решений, позволяющих полностью исключить зазоры между гребнями колёс и головками рельсов, одновременно снизив их износ в месте контакта друг с другом.
Описание перспективных конструкций колёс раметров
С учетом изложенного на кафедре прикладной механики и инженерной графики ЕГУ им. И.А.Бунина в течение ряда лет проводилась НИР по заказу Елецкого отделения Юго-Восточной железной дороги (филиала ОАО «РЖД») на тему «Разработка практических рекомендаций по повышению надёжности, технико-экономических, технологических и эксплуатационных показателей при эксплуа-
ых пар и расчёт их конструктивных па-
тации и ремонте подвижного состава и другого оборудования, используемого на Юго-Восточной железной дороге». По одному из её разделов, посвященному повышению устойчивости движения подвижного состава, проведено исследование, позволившее разработать на уровне изобретений (ЯШ400373 и 8Ш020259) технические решения, направленные на снижение
извилистого движения колёсных пар рель-
совых транспортных средств
Рис. 2. Общий вид колёсной пары (ЯШ400373)
Рис. 3. Вид колеса (ВД2400373)
На рис. 2 показан общий вид колёсной пары, а на рис. 3 - укрупнённый вид одного из её колёс (ЯШ400373).
Колёсная пара вагона состоит из оси 1 с подступичной частью 2 и шейкой 3. На оси 1 жестко закреплено цельнокатаное колесо 4, к которому примыкает гребень 5, выполненный на круговых поверхностях дисков 6, жестко присоединённых к втулкам 7, подвижно установленным на оси 1. Втулки 7 подпружинены относительно друг друга пружиной сжатия 8. Цельнокатаное колесо 4 расположено на рельсах 9.
Работает колёсная пара следующим образом. При взаимодействии колёсной пары с рельсами 9, образующими колею шириной I (рис. 2), соответствующую, например, принятому в нашей стране стандарту 1520 мм с допуском ± 4 мм, гребни 5 находятся в контакте с головками рельсов 9. При этом зазор А (рис. 3) равен нулю, а зазор 8, образованный гребнем 5 и цельнокатаным колесом 4, на практике может составлять порядка 20 мм. Указанные зазоры обусловлены тем, что между втулками 7, жестко присоединёнными к дискам 6 с гребнями 5, установлена предварительно сжатая пружина сжатия 8, которая удерживает данные детали, действуя на них по стрелкам А. При движении вагона по перегонам или станционным путям возможно изменение ширины колеи I в сторону уширения или сужения. Тогда в первом
случае появится зазор А, который тут же будет ликвидирован за счет того, что пружина сжатия 8 переместит втулку 7 по оси 1 также в направлении стрелки А. Если же произойдет сужение рельсовой колеи, т.е. уменьшение размера I, то под действием реакции рельса гребень 5 совместно с диском 6 и втулкой 7 переместится в направлении, противоположном стрелке А, сжав при этом пружину сжатия 8. Указанные перемещения гребней 5 как левого, так и правого цельнокатаных колес 4 будут постоянно обеспечивать величину зазора А, равную нулю, т.е. в любом случае они будут контактировать с головками рельсов 9, исключая тем самым сход вагона с рельсов и обеспечивая при этом плавность его хода в процессе движения с различными скоростями.
Анализ предложенной конструкции колёсной пары показывает, что важным её конструкционным элементом является пружина сжатия. Поэтому необходимо определить в первую очередь геометрические характеристики пружины сжатия, установленной в пространстве между колёсами, а также провести анализ внутренних силовых факторов в поперечных сечениях её витков и напряжённого состояния последних. Анализ конструкции показывает, что она нагружена не только силами Р, направленными по оси у, но и парами моментов М, действующими в торцевых
плоскостях, перпендикулярных оси y (рис. 4). Силу Р, сжимающую пружину, и пару моментов M, закручивающую её по ходу навивки, увеличивающую кривизну витка, будем считать положительными. Воспользуемся методом сечений. Приложим в выбранном сечении А нагруженной пружины внутренние силы и рассмотрим условия равновесия части пружины ОА. Используем систему координат xyz в точке А оси витков, при этом считаем, что ось х совпадает с внешней нормалью поперечного се-
PD
М = M sin a+--co a
х 2
Оба момента считаются
положительными, когда они вращают систему координат относительно горизонтальной оси х и вертикальной оси у соответственно. При этом если Му > 0, то кривизна витков увеличивается.
Рассмотрим возможность
использования предложенной
конструкции, например, в тележке пассажирского купейного вагона марки 614179 длиной 24,55 м с собственной массой 56,7 т, скоростью движения 160 км/ч и плавностью хода 3,1. Ось колёсной пары такой тележки в средней части её пролёта снабжена пружиной сжатия с внутренним диаметром DB =165 мм, длиной l = 500 мм,усилием при сжатии Рс = 70 кН, наружным диаметром DH = 217 мм и диаметром сечения витка d = 42 мм. Численные значения перечисленных параметров и используемые зависимости
чения витка. Если касательная к оси витков нагруженной пружины составляет с горизонтальной плоскостью угол а , то плоскость поперечного сечения витка образует с вертикальной плоскостью, проходящей через ось у и точку А, такой же угол. В рассматриваемом случае внутренние моменты Мх и Му, которые в сравнении с нормальными N и поперечными ( силами имеют первостепенное значение, можно определить по формулам [4]
и
PD
Му = Mcosa—— sin a
(1)
(1) позволили построить графики распределения Мх и Му в зависимости от динамического нагружения колеса вагона при его движении.
Известно, что витки цилиндрических пружин, работающих одновременно на кручение, изгиб и растяжение-сжатие, имеют значительную кривизну. Такое сложное нагружение оказывает существенное влияние на закон распределения внутренних сил в поперечных сечениях витков, а также приводит к значительному повышению напряжений, достигающему 40% и более в точках винтового бруса, ближайших к оси пружины, по сравнению с напряжениями, определяемыми по известным
зависимостям [1]. Это обстоятельство позволяет использовать следующие формулы, полученные с помощью методов теории упругости Н.А. Чернышевым [4]:
s = к
32PD
vyP
pd3
32 PD
xP
pd3
и
и
s
32M
xm »3 , pd
, 32M s = к -—
у ym pd3
- -ь 1вРВ Тх -Ту - кР ГТ и
Для расчёта таких напряжений примем среднее значение усилия Р = 70,0 кН, полученное для пружин с Бв = 165 мм и БН = 217 мм, работающих в режиме сжатия, при значениях коэффициентов кхР= 0,087, кур = 0,004, кр = 0,134, зависящих
, 16M t =t = к -
x y m pd3 ■
от угла подъёма витков, индекса пружин и коэффициента Пуассона /л = 0,3. Результаты расчётов показали, что напряжения, возникающие в сечениях витков пружины под воздействием закручивающего момента М, не
превышают величин ох = -85,6 МПа, оу = -0,6 МПа, тх = 18,4 МПа, рассчитанных при коэффициентах кхт= -0,204, кут = -0,003 и кт = 0,117. Видно, что они ниже допускаемых значений, которые соответственно равны [о] = 120 МПа и [т] = 80 МПа. Следовательно, условие прочности выполнено.
Другое техническое решение (8Ш020259) представляет собой колёсную пару, на оси 1 которой напрессован колесный центр 2 с бандажом 3 (рис. 4). В последнем выполнен кольцевой паз 4, и на его вертикальных поверхностях сделаны полусферические концентрические
выточки 5 и 6, совпадающие с соответствующими цилиндрическими отверстиями 7 и 8, находящимися в
Рис. 4. Вид колеса (8Ш020259)
Таким образом, полукольца 9 получают возможность вращаться относительно бандажа 3, будучи одновременно зафиксированы от радиальных перемещений относительно бандажа.
При работе вагона при извилистом движении колёсных пар и в кривых малого радиуса силы трения, возникающие между гребнем бандажа и головкой рельса, проворачивают полукольца 9 и тем самым снижают их износ.
Для определения геометрических и прочностных характеристик предложенной
бандаже 3. В пазу 4 размещены два полукольца 9, также снабжённые полусферическими концентрическими выточками 10 и 11. В отверстия 7 и 8 вставлены заглушки 12, а между выточками 5 и 10, а также 6 и 11 расположены подвижно тела качения 13.
Собирается колёсная пара следующим образом. На торцевую и донную части кольцевого паза 4 наносится слой консистентной смазки. Затем в паз вводятся два полукольца 9, причем их геометрические размеры должны обеспечивать со стенками паза скользящую посадку. Затем в отверстия 7 и 8 вводятся тела качения 13, фиксируемые относительно бандажа заглушками 12
Рис. 5. Расчётная модель
конструкции колеса разработана расчётная схема и математическая модель (рис. 5), позволившая на первом этапе проектирования обосновать
работоспособность колеса. Так, расчёты показали, что при использовании такого колеса в конструкции вышеуказанного пассажирского купейного вагона марки 614179 и следующих исходных данных: сила, действующая на одно тело качения, Р\ = Р'/3 = 2,75/3 = 0,617 кН; модуль упругости материала Е = 2,210 МПа; диаметр тела качения й = 1,2 см; радиус поверхности под тело качения, выполненный на
полукольцах, r = 0,95 см, диаметр полуколец, состыкованных по поверхности катания тел качения, D = 93,0 см и коэффициент Пуассона /л = 0,3 контактные напряжения оказались равными 2135 МПа, что ниже допускаемого значения 4000 МПа.
Проведённые расчёты, выполненные по методике, изложенной в работе [3], позволили (применительно к колёсной
Заключение
Результаты исследования переданы руководствам Управления ЮВЖД и Елецкого участка Белгородского отделения ЮВЖД, а также рекомендуются для широкого изучения и анализа с целью возможного внедрения как отечественным,
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Динамика вагона / С.В.Вершинский, В.Н.Данилов, И.И.Челноков. - М.: Транспорт, 1972. - 304 с.
2. Технический справочник железнодорожника. Т. 6. Подвижной состав / под ред. Е.Ф.Рудой. - М.: Трансжелдориздат, 1952. - 955 с.
3. Сливинский, Е.В. К повышению долговечности гребней колёс карьерных локомотивов /
1. Car Dynamics / S.V.Vershinsky, V.N.Danilov, I.I.Chelnokov. - М.: Transport, 1972. - pp. 304.
2. Engineering Reference Book of Railway Worker. Vol. 6. Rolling Stock / under the editorship of Е.F.Rudoy. - М.: Transzheldorizdat, 1952. - pp. 955.
3. Slivinsky, ЕУ. To life increase of wheel flanges in pit locomotives / Е.V.Slivinsky, Т.Е.МШт // Systems of Control, Engineering Systems: Ways and
Сведения об авторах:
Сливинский Евгений Васильевич, д.т.н., профессор кафедры механики и технологических процессов Елецкого государственного
университета им. И.А.Бунина, e-mail: evge-ni [email protected].
паре вышеуказанного пассажирского купейного вагона) обосновать
геометрические размеры предложенного устройства, выбрать в качестве материала сталь ШХ15 и рассчитать рациональный диаметр тел качения, равный 12 мм, которые и обеспечат заданную работоспособность и прочность элементной базы предложенного технического решения.
так и зарубежным научно-исследовательским и производственным структурам, проектирующим,
выпускающим и эксплуатирующим промышленный железнодорожный
подвижной состав.
Е.В.Сливинский, Т.Е.Митина // Системы управления, технические системы: пути и методы исследования: материалы межвуз. науч.-практ. конф. - Елец: ЕГУ им. И.А.Бунина, 2012.
- Вып. 4. - 258 с.
4. Пономарев, С.Д. Расчёт упругих элементов машин и приборов/ С.Д.Пономарев, Л.Е.Андреева.
- М.: Машиностроение, 1980. - 326 с.
Methods of Investigations: Proceedings (Transactions) of the Inter-College Scientific-Practical Conf.
- Yelets: Bunin SU of Yelets, 2012. - Issue. 4. - pp. 258.
4. Ponomaryov, S.D. Computation of Elastic Elements of Machines and Devices/ S.D.Ponomaryov, L^.Andreeva. - М.: Mechanical Engineering, 1980. - pp. 326.
Статья поступила в редколлегию 23.06.2016. Рецензент: к.т.н., доцент ЕГУ им. И.А. Бунина
Елецких С.В.
Митина Татьяна Евгеньевна, соискатель Елецкого государственного университета им. И.А.Бунина, e-mail: tatiana [email protected].
Slivinsky Evgeny Vasilievich, D. Eng., Prof. of the Dep. "Mechanics and Technological Processes" of Bunin State University of Yelets, e-mail: evge-ni [email protected].
Mitina Tatiana Evgenievna, Applicant of Bunin State University of Yelets, e-mail: tatiana [email protected].
