СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ДИНАМИЧЕСКИХ КАЧЕСТВ И ДИССИПАТИВНЫХ СИЛ В ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ГАСИТЕЛЯХ КОЛЕБАНИЙ, ВКЛЮЧЕННЫХ ПО ТИПОВОЙ СХЕМЕ И ПО СХЕМЕ УПРУГОЗАЩИЩЕННОГО ГАСИТЕЛЯ ДЛЯ УПРОЩЕННОЙ ОДНОМАССОВОЙ МОДЕЛИ ЭЛЕКТРОВОЗА Текст научной статьи по специальности «Строительство и архитектура»

УДК 629.4.027.35

А. Н. Савоськин1, А. П. Васильев1, А. Ю. Тимченко2

'Российский университет транспорта (РУТ (МИЕГГ)), г. Москва, Российская Федерация;

2000 «АВП Технология», г. Москва, Российская Федерация

СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ДИНАМИЧЕСКИХ КАЧЕСТВ И ДИССНПАТНВНЫХ СИЛ В ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ГАСИТЕЛЯХ КОЛЕБАНИЙ, ВКЛЮЧЕННЫХ ПО ТИПОВОЙ СХЕМЕ И ПО СХЕМЕ УПРУГОЗАЩШЦЕННОГО ГАСИТЕЛЯ ДЛЯ УПРОЩЕННОЙ ОДНОМАССОВОЙ МОДЕЛИ ЭЛЕКТРОВОЗА

Аннотация. Целью данной работы является исследование динамических процессов в механической части подвижного состава рессорное подвешивание которого включает в себя типовой либо упругозсщищенный гаситель колебаний и параллельно установленную с ним пружину. В качестве объекта исследования рассматривается одноосная одномассовая модель с одной ступенью рессорного подвешивания, соответствующая четырехосной секции грузового электровоза Моделируются вертикальные колебания экипажа при случайном кинематическом возмугцении в виде неровности пути и двух вариантах конструкции ступени рессорного подвешивания: с обычным (типовым) и упругозащигценным (предлагаемым) гидравлическими гасителями. Решение уравнений колебаний вытлнено в частотной области с определением вещественной, мнимой и амплитудной частотных характерисзпик диссииативных сил обычного и упругозащищенного гидравлических гасителей колебаний, связывающих изменение сил указанных гасителей с кинематическим возмущением Вытлненырасчеты по определению величин диссииативных сил и тказателей динамических качеств (ускорения массы и коэффициента динамики) при действии случайного кинематического возмущения. Такое возмущение задавалось выражениями спектральных плотностей неровностей раздельно для низкочастотной и высокочастотной областей. При этом спектральные плотности колебаний подрессоренной массы при типовой и предлагаемой схемах рессорного подвешивания определялись по формуле Шеннона Результаты расчетов показали, что диссипативные силы в предлагаемой схеме рессорного подвешивания с упругозащищенным гасителем сугцественно меньше, чем в типовой Практическая значимость исследований заключается в том, что применение упругозащищенного гидравлического гасителя колебаний существенно снижает динамические силы, действующие на гаситель, что способствует увеличению срока его службы в эксплуатации

Ключевые слова: гидравлический гаситель, упругозсщищенный гаситель, рессорное подвешивание, случайные вертикальные колебания показатели динамических качеств.

Anatoly N. Savoskin1, Andrei P. Vasilev1, Alexander Yu. Timchenko2

'Russian University of Transport (RUT (M3IT)), Moscow, the Russian Federation; 2«AVP Technology», Moscow, the Russian Federation

COMPARATIVE ANALYSIS OF DYNAMIC QUALITY PARAMETERS AND DISSIPATIVE FORCES IN HYDRAULIC VIBRATION DAMPERS INCLUDED ACCORDING TO THE STANDARD SCHEME AND ACCORDING TO THE SCHEME OF AN ELASTIC-PROTECTED DAMPER FOR AN ELECTRIC LOCOMOTIVE SIMPLIFIED SINGLE-MASS MODEL

Abstract The purpose of this work is to study dynamic processes in the spring suspension of a rolling stock. The rolling stock spring suspension includes a typical or elastic-protected vibration damper with parallel installed spring. The object of research is a single-axle single-mass model with one spring suspension level which corresponds to a four-axle section of an electric freight locomotive. The vertical vibrations of the rolling stock are simulated with a random kinematic disturbance which is the rail irregularities. These simulations perform with two design variants of the spring suspension stage: with a conventional (standard) and an elastic-protected hydraulic damper. The solution ofthe vibration equations is performed in the frequency domain with the determination of the real, imaginary and amplitude frequency characteristics of the dissipative forces of conventional and elastically protected hydraulic vibration dampers linking the change in the forces of these dampers with kinematic perturbation. The perturbation was determined by expressions of the spectral densities of irregularities separately for the low-frequency and high-frequency ranges. At the same time, the spectral densities ofvibrations ofthe sprung mass in the typical andproposed spring suspension schemes were determined by the Shannon formula The calculati.on results showed that the dissipative forces in the proposed spring suspension

scheme with an elastic ally protected damper are significantly less than in the standard one. The practical significance of the research is that the use of an elastically protected hydraulic vibration damper significantly reduces the dynamic forces acting on the damper, which helps to increase its service life in operation

Keywords: hydraulic damper, elastic-protected damper, spring suspension, random vertical vibrations, dynamic quality parameters

В последнее время для демпфирования вертикальных колебаний в буксовой ступени рессорного подвешивания стали применять гидравлические гасители колебаний с коэффициентом затухания р,, включенные по типовой схеме параллельно с пружинами жесткостью ж1.

Математическая модель вынужденных вертикальных колебаний одномассовой системы с такой схемой включения гидравлического гасителя достаточно подробно описана в источниках [1, с. 71 - 73] и [2]. При этом из-за больших амплитуд высокочастотных составляющих возмущения в буксовой ступени возникает высокий уровень динамических сил, действующих на гаситель, что приводит к частым их отказам в эксплуатации.

Так, например, по данным сервисного локомотивного депо г. Иркутска, количество отказов гасителей вертикальных колебаний составило 968 за 2020 и 2021 гг. Из этого количества 875 отказов (т. е. -90 %) соответствовало буксовым гасителям и только 93 отказа (т. е. -10%)- гасителям центральной ступени. Таким образом, отказы буксовых вертикальных гасителей происходили в девять раз чаще, чем вертикальных гасителей центрального подвешивания.

Рассмотрим способ снижения уровня и частоты вибраций, действующих на вертикальные гасители буксовой ступени, на основе установки последовательно с гидравлическим гасителем пружины [1 - 3], что соответствует «подпружиненному» или упругозащищенному

гасителю колебаний с эквивалентной динамической жесткостью ж3я ( jсо) (рисунок 1, а).

Re(^(./q))KH/.M

Рисунок 1 - Комплект рессорного подвешивания с упругозащищенным гидравлическим гасителем колебаний (а); его упругая (б) и диссипатавная (в) характеристики (РС1 - сила тяжести, А, - деформация пружины жх, Р1 - коэффициент затухания, Г| - неровность рельсов, С, - безразмерная частота, V - скорость движения)

10 ИЗВЕСТИЯ Транссиб а 2024

При последовательном соединении пружины с жесткостью ж{_{ и гидравлического гасителя с динамической жесткостью уР/л эквивалентная жесткость такого соединения будет ¡ж. ,Р,со _

равна-:-. Параллельно с этими элементами установлена пружина с жесткостью ж..

Как известно, при паралпельном соединении упругих элементов их жесткости складываются, тогда эквивалентная динамическая жесткость будет такой:

Ж10®)= Ж1 +

ж1Ч +7'р,ю

(1)

Домножив числитель и знаменатель второго слагаемого на комплексно-сопряженное (ж,., - у'р, со), получим окончательное выражение эквивалентной динамической жесткости:

жэд (./со) = ж1 +

Ж^ Р,2002 ( . Ж^ Р,00

ж[_х + Р12оз2 +ж\л + р,2®2'

На рисунке 1,6, е показаны графики зависимостей вещественной Яе(»Сд (./<;)) и мнимой 1т (дас® (./<;)) частей эквивалентной динамической жесткости от безразмерной частоты

с; = ю/юс.

Определим диссипативные силы гасителя Р для типовой и предлагаемой схем

рессорного подвешивания, которые не только обеспечивают рассеивание энергии колебаний и снижение их амплитуд, но и воздействуют на внутренние детали гасителя, что ведет к накоплению повреждений этих деталей, вызывающих необходимость выполнения ремонтных работ. Для типовой схемы подвешивания можно записать:

^Д (>) = >РА(У®)= Л (У®)] (3)

(2)

или

Гп (уоэ) = уа>р[ГГг_п (уа>)-1]л М, (4)

где (./со) - частотная характеристика (ЧХ), связывающая колебания подрессоренной массы 2 (уса) с неровностью л (у со) [1,4-8]:

ж + у<х>Р

2 П ' ж-тв?+№ р Отсюда ЧХ, связывающая диссипативную сипу гасителя колебаний с возмущением,

Г , -,,гэ 1 о „з

Ж +

ж—таг + у'оор

— 1

у'Р тсо3

ж-тю + у'оор

(5)

(6)

Перейдем в выражении (6) к функции нормированной частоты <; = со/сос (юс = ^ж/т -собственная частота колебаний) и заменим коэффициент затухания р через относительное затухание п= р/2у[тж :

+ 7"

(1 + (\-<?)+4п\

или, введя новые обозначения:

шР (Л)=р, (0+Д^ (д)=Л (Ф

где (<;), иР (<;), АР^ (<;) и (?) - соответственно вещественная, мнимая, амплитудная

(АЧХ) и фазовая (ФЧХ) частотные характеристики, которые определяются следующими выражениями:

----4

р^-М

4п2жс,А

(1-е) +4«Ч2

2пж<;3 (1 - д2)

(I-?2) +4 «V 2пжс? +(\-<;2)2

aгctg arctg

2пс, 2щ

-л при <; < 1;

при с; > 1.

(7а)

(76)

(7в)

(7г)

ир^(с,) иА^ ^ (с,) на рисунке 2 показывают, что вид этих

характеристик существенно зависит от относительного затухания п. Так, например, график вещественной частотной характеристики (рисунок 2, а) при увеличении частоты с; от нуля до единицы быстро возрастает до максимального значения, при дальнейшем росте частоты снижается. При этом скорость снижения определяется величиной п. При п = 0,2 эта скорость максимальна и с увеличением частоты она замедляется.

,3кн Дг.Ы-ю'Д

Рисунок 2 - Графики вещественной (а), мнимой (б) и амплитудной (е) частотных характеристик силы гидравлического гасителя колебаний для типовой схемы включения этого гасителя: 1 - при п = 0,2; 2 - при п = 0,3; 3 - при п = 0,4

График мнимой частотной характеристики (рисунок 2, б) при увеличении с; от нуля вначале возрастает, достигая максимума, а затем резко снижается, пересекая ось частот при <; = !. Дальнейший рост с, вызывает продолжение снижения IIр (<;) уже в четвертом

12 ИЗВЕСТИЯ Транссиба 'Ш4

_ =

квадранте. При этом на вид этой характеристики большое влияние начинает оказывать величина п.

График АЧХ (рисунок 2, в) возрастает с увеличением див сильной степени зависит от величины п. Так, при п- 0,2 график АЧХ достигает максимума при частоте <;, близкой к 1, и затем снижается. При п = 0,3 снижение АЧХ уже не наблюдается - она начинает возрастать, а при п = 0,4 этот экстремум не проявляется и АР (с) непрерывно увеличивается с ростом п. В заключение отметим, что возрастание АЧХ А^(с,) при частотах с> 1 вызовет

значительное увеличение силы /^(д) в этой области частот при вынужденных колебаниях,

что может привести к снижению межремонтного пробега гасителя.

Диссипативная сила, развиваемая гасителем в предлагаемой схеме рессорного подвешивания с упругозащищенным гасителем (рисунок 1, а) на основе (2) определится выражением:

= = ; а, О)

или

Ж. ,р.(й

где (У<х>) - ЧХ, связывающая диссипативную силу с возмущением:

или

Г,

(9)

(10) (10а)

(П)

Графики (д), (с) и (с;) на рисунке 3 показывают, что вид этих

характеристик существенно зависит от относительного затухания п. Так, например, график вещественной частотной характеристики (рисунок 3, а) при увеличении частоты <; от нуля до единицы быстро снижается до минимального значения, затем резко возрастает при с,«1, а при дальнейшем росте частоты снижается. При этом скорость снижения определяется величиной п. При п = 0,2 эта скорость минимальна и с увеличением п она возрастает.

л 1 4 Ь-з \ 2

. ИТ- Ч1

3 - 2 -1 £ \ 2

□

' -12 1

1 __1-у > 1^-3

1 ^ 10 Г-2

Г 0 —5 -10 1

-1 -20

Ау (с)-ю\— Г*"Л > м

)-

л

•1 ^-3

\л., 1

-■

0 0,5 1

2,5

и

и

Рисунок 3 - Графики вещественной (а), мнимой (б) и амплитудной (в) частотных характеристик диссипативной силы в упругозащищенном гасителе колебаний: 1 - при п = 0,2; 2 - при п = 0,3; 3 - при п = 0,4

График мнимой частотной характеристики (рисунок 3, 6) при увеличении с, от нуля вначале возрастает, достигая максимума, а затем резко снижается при частоте, большей с, = 0,95 -ь 1. Дальнейший рост с, вызывает продолжение снижения (<;). При этом на вид

этой характеристики большое влияние начинает оказывать величина п.

График АЧХ (рисунок 3, в) возрастает с увеличением див сильной степени зависит от величины п. Так, при п- 0,2, 0,3 и 0,4 графики АЧХ достигают максимума при частоте <;, близкой к 1, и затем снижаются. При этом с повышением п увеличиваются и значения максимумов АЧХ. При частоте с, > 1 значения АЧХ снижаются при всех п, т. е. в этой области

частот сила Рл (<;) снижается в отличие от силы в обычном гасителе (рисунок 2, в).

Выполненный анализ частотных характеристик IV^,Г| (ус,) и (усо) показал, что

динамические свойства типовой схемы рессорного подвешивания и схемы с упругозащшценным гасителем существенно различаются. Для окончательной оценки преимуществ схемы с упругозащищенным гасителем (см. рисунок 1) были выполнены расчеты по определению величины диссипативной силы и показателей динамических качеств (ускорения массы и коэффициента динамики) при действии случайного возмущения. Такое возмущение задавалось выражениями спектральных плотностей неровностей раздельно для

низкочастотной <3Г|НЧ [9] и высокочастотной 0<]вч (/ ) [10] областей. При этом

спектральные плотности колебаний массы т при типовой и предлагаемой схемах рессорного подвешивания определялись по формуле Шеннона:

(/) = аЪ (/)[спнч (/»+аПЕЧ (/)], (12)

где Д_2 (/) - амплитудные частотные характеристики для типовой и предлагаемой схем рессорного подвешивания.

По найденным 012 (/) для разных вариантов расчета определялись дисперсии (/,у),

эффективные частоты /e(v) и средние значения абсолютных максимумов Яа(у). По этим

числовым характеристикам вычислялись показатели дина^шческих качеств [1, 9] -максимальные значения диссипативных сил Рятзх в гасителях колебаний, коэффициентов

динаь'шки кя и ускорений а{,ш (рисунок 4). Как видно из рисунка 4, с увеличением скорости все показатели качества возрастают.

Рисунок 4 - Зависимости максимальных значений динамических сил (а), коэффициентов динамики (б) и ускорений (в) от скорости движения: типовая схема подвешивания - 1; с упругозащищенным гасителем при .ж^ , =1,53«, -2; при .ж, . =0,5^, -3

При этом диссииативиые силы в предлагаемой схеме рессорного подвешивания существенно меньше, чем в типовой. Так, например, при жы = 0,5ж1. (рисунок 4, а, кривая 3) величина Fa m... не превышает 20 кН, в то время как для типовой схемы подвешивания FBmax(v) возрастает от —15 до ~40 кН (рисунок 4, а, кривая 1), превышая все время аналогичную зависимость для упругозащшценного гасителя при ж,_1 = 0,5жх.

Вместе с тем показатели динамических качеств, такие как коэффициенты динамики и максимальные ускорения массы (рисунок 4, б и в) в типовой схеме ниже, чем в предлагаемой. В связи с этим необходимо выполнить новый цикл исследований на полноразмерной модели экипажа с выбором оптимальных параметров рессорного подвешивания в схеме рессорного подвешивания с упругозащшценным гасителем колебаний.

Техническая эффективность применения упругозащищенного гасителя колебаний определяется тем, что диссипативная сила в таком гасителе, как уже говорилось, снижается в два раза по сравнению с типовой схемой включения гидравлического гасителя. Это приведет к снижению числа отказов буксовых гасителей колебаний и повышению их межремонтного пробега. Более обоснованные данные по снижению диссипативных сил будут получены на полноразмерной модели колебаний электровоза.

Список литературы

1. Механическая часть тягового подвижного состава : учебник - под ред. И. В. Бирюкова. - Москва : Транспорт, 1992. - 440 с. / Репринт, воспроиз. - Москва : Альянс, 2013. -440 с. - Текст : непосредственный.

2. Savoskin A.N. Selection of springs and vibration dampers connection diagram in railway vehicles spring suspension. Sciences of Europe, 2019, no. 13, pp. 61-66.

3. Савоськин, A. H. Применение упругозащищенного гидравлического гасителя колебаний в рессорном подвешивании локомотивов / А. H Савоськин, Н. С. Лавлинская, П. Ю. Иванов. - Текст : непосредственный // Вестник ВНИИЖТ. - 2022,- Т. 81. - № 2. -С.134-147.

4. Савоськин, А. Н. Проверка адекватности методики генерации случайного процесса возмущения колебаний рельсовых экипажей по импульсной характеристике формирующего фильтра / А. Н. Савоськин, Н. С. Лавлинская. - Текст : непосредственный // Вестник ВНИИЖТ. - 2020. - Т. 79. - № 6. - С. 327-336.

5. Савоськин, А. Н. Случайные процессы возмущения в динамике рельсовых экипажей / А. Н. Савоськин, Ю. С. Ромен, А. А. Акишин. - Текст : непосредственный // Мир транспорта. - 2015. - Т. 13.-№ 1 (56).-С. 6-15.

6. Sheng X., Thompson D.J., Jones С.J.С., Xie G., Iwnicki S.D., Allen P., Hsu S.S. Simulations of roughness initiation and growth on railway rails. Journal of Sound and Vibration, 2006, vol. 293, iss. 3-5, pp. 819-829.

7. Коган, A. Я. Случайные процессы взаимодействия пути и подвижного состава / А. Я. Коган, Э. Д. Загигов, И. В. Полещук. - Текст : непосредственный // Вестник ВНИИЖТ.-2016.-Т. 75,-№4.-С. 195-200.

8. Влияние длинных неровностей продольного профиля на безопасность движения в условиях интенсификации перевозочного процесса / В. О. Певзнер, А. И. Чечельницкий, К. В. Шапетько [и др]. - Текст : непосредственный // Вестник ВНИИЖТ. - 2020. - Т. 79. -№5.-С. 271-275.

9. Савоськин, А. Н. Вероятностные методы в задачах динамики, прочности и безотказности рельсовых экипажей / А. Н. Савоськин, Г. П. Бурчак, Д. А. Бондаренко. -Москва : Альянс, 2022. - 612 с. - Текст : непосредственный.

10. Руководящий документ отрасли РД 32. 68-96. Расчетные неровности железнодорожного пути для использования при исследованиях и проектировании пассажирских и грузовых вагонов. № А-11у; 06.04.1997. - Текст : непосредственный.

References

1. Biryukov I.V. ed. Mekhanicheskaia chast' tiagovogo podvizhnogo sostava : uchebnik [Mechanical part of fraction rolling stock : textbook], Moscow: Transport Publ., 1992, 440 p., Reprint to reproduce - Moscow : Alliance Publ., 2013,440 p. (In Russian).

2. Savoskin A.N. Selection of springs and vibration dampers connection diagram in railway vehicles spring suspension. Sciences of Europe, 2019, no. 13, pp. 61-66.

3. Savoskin A.N., Lavlinskaya N.S., Ivanov P.Yu The use of an elastically protected hydraulic vibration damper in spring suspension of locomotives. Vestnik Nauchno-issledovatel'skogo instituía zheleznodorozhnogo transporta-Russian Railway Science Journal, 2022, vol. 81, no. 2, pp. 134-147 (In Russian).

4. SavoskinA.N., Lavlinskaya N.S. Verification of the adequacy of the methodology for generating a random process of perturbation of vibrations of rail carriages according to the impulse response of the forming filter. Vestnik Nauchno-issledovatel'skogo instituía zheleznodorozhnogo iransporla — Russian Railway Science Journal, 2020, vol. 79, no. 6, pp. 327-336 (In Russian).

5. Savoskin A.N., Romeii Yu.S., Akislán A.A. Random disturbance processes in Ihe dynairacs of rail vehicles. Mir íransporía — World Of Transport And Transportation, 2015, vol. 13, no. 1 (56), pp. 6-15 (In Russian).

6. Sheng X., Thompson D.J., Jones C.J.C., Xie G., Iwnicki S.D., Allen P., Hsu S.S. Simulations of roughness initiation and growth on railway rails. Journal of Sound and Vibration, 2006, vol. 293, iss. 3-5, pp. 819-829.

7. Kogan A.Ya., Zagitov E.D., Poleshchuk I.V. Random processes of interaction of a track and a rolling stock. Vesínik Nauchno-issledovatel'skogo instituía zheleznodorozhnogo íransporía — Russian Railway Science Journal, 2016, vol. 75, no. 4, pp. 195-200 (In Russian).

8. Pevsner V.O., Chechelnitsky A.I., Shapetko K.V., Sidorova E.A., Slastenin A.Yu. The influence of long longitudinal profile irregularities on traffic safety in conditions of intensification of the transportation process. Vestnik Nauchno-issledovatel'skogo instituía zheleznodorozhnogo íransporía — Russian Railway Science Journal, 2020, vol. 79, no. 5, pp. 271-275 (In Russian).

9. SavoskinA.N., Burchak G.P., Bondarenko D.A. Veroiatnostnye meíody v zadachakh dinamiki, prochnosti i bezolkaznosii rel'sovykh ekipazhei [Probabilistic methods in problems of dynamics, strength and reliability of rail carriages], Moscow, Alliance Publ., 2022, 612 p. (In Russian).

10. Industry Guidance document RD 32. 68-96. Calculated railway track irregularities for use in research and design of passenger and freight wagons. No. A-l lu; 04.06.1997 (In Russian).

ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРАХ

Савоськин Анатолий Николаевич

Российский университет транспорта (РУТ (МИИТ)).

Образцова ул., д. 9, стр. 9, г. Москва, 127994, Российская Федерация.

Доктор технических наук, профессор, профессор кафедры «Электропоезда и локомотивы», РУТ (МИИТ).

Тел.: +7 (903) 278-42-50.

E-mail: [email protected]

Васильев Андреи Павлович

Российский университет транспорта (РУТ (МИИТ)).

INFORMATION ABOUT THE AUTHORS

Savos'kin Anatolii Nikolaevich

Russian University of Transport (RUT (MIIT)).

9, b. 9, Obrazcova st.,Moscow, 127994, theRussian Federation.

Doctor of Sciences in Engineering, Professor, professor of the department «Electric multiple-unit trains and locomotives», RUT (MIIT). Phone: +7 (903) 278-42-50. E-mail: [email protected]

Vasil'ev Andrei Paviovich

Russian University of Transport (RUT (MIIT)).

Образцова ул., д. 9, стр. 9, г. Москва, 127994, Российская Федерация.

Кандидат технических наук, доцент, доцент кафедры «Электропоезда и локомотивы», РУТ (МИИТ).

Тел.: +7 (905) 779-97-21.

E-mail: [email protected]

Тимченко Александр Юрьевич

ООО «АВП Технология».

Электрозаводская ул., д. 21, стр. 16, г. Москва, 107023, Российская Федерация.

Кандидат технических наук, советник генерального директора.

Тел.: +7 (985) 774-80-22.

E-mail: [email protected]

ЕИБЛИОГРАФИЧЕОСОЕ ОПИСАНИЕ СТАТЬИ

Савоськин, А. Н Сравнительный анализ показателей динамических качеств и диссипатавных сил в гидравлических гасителях колебаний, включенных по типовой схеме и по схеме упру незащищённого гасителя для упрощенной одномас совой модели электровоза / А. Н. Савоськин, А. П. Васильев, А. Ю. Тимченко. - Текст: непосредственный // Известия Транссиба. - 2024. - № 2 (58). -С. 9-17.

9, b. 9, Obrazcova St., Moscow, 127994, the Russian Federation.

Ph. D. in Engineering, associate professor, associate professor of the department «Electric multiple-unit trains and locomotives», RUT (MIIT).

Phone: +7 (905) 779-97-21.

E-mail: [email protected]

Timchenko Aleksandr Yur'evich

LLC «AW Technology».

21, b. 16, Elektrozavodskaya st, Moscow, 107023, the Russian Federation.

Ph. D. in Engineering, Advisor to the General Director.

Phone: +7 (985) 774-80-22.

E-mail: [email protected]

BIBLIOGRAPHIC DESCRIPTION

Savos'kin A.N., Vasil'ev A.P., Timchenko A.Yu. Comparative analysis of dynamic quality parameters and dissipative forces in hydraulic vibration dampers included according to the standard scheme and according to the scheme of an elastic-protected damper for an electric locomotive simplified single-mass model. Journal of Trcmssib Railway Studies, 2024, no. 2 (58), pp. 9-17 (In Russian).

УДК 629.4.027.2(045)

С. В. Чунин, А. С. Гаснж, Д. М. Фазлиахметов, Е. В. Муравлев, О. А. Лобачев

Акционерное общество «Научно-исследовательский и конструкторско-технологический институт подвижного состава» (АО «ВНИКТИ»), г. Коломна. Российская Федерация

К ВОПРОСУ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ МЕТОДИК ОЦЕНКИ ПРОЧНОСТИ НЕСУЩИХ КОНСТРУКЦИЙ ЭКИПАЖНОЙ ЧАСТИ ЛОКОМОТИВОВ ПО РЕЗУЛЬТАТАМ СТЕНДОВЫХ ИСПЫТАНИЙ

Аннотация. Данная статья отражает возможность по амплитуде сия определить коэффициент запаса сопротивления усталости несущих конструкций экипажной части локомотивов. Статья посеягцена анализу применимости использования предела выносливости по амплитуде сил для определения коэффициента запаса сопротивления усталости несущих конструкций экипажной части (рач тележек промежуточных рам, боковин и др.) локомотивов по результатам стендовых и ходовых испытаний

Исследования включали в себя анализ существующих подходов к определению коэффициента запаса сопротивления усталости несущих конструкций экипажной части локомотивов (рач тележек, промежуточных рам, боковин и др.).

В работе предложено усовершенствование метода оценки прочности несущих конструкций экипажной части локомотивов. Показана возможность (целесообразность) использования предела выносливости по силач (амплитудамсил) для определения минимального коэффициента запасасопротивленияусталости. Предложено оценку прочности несущих конструкций экипажной части локомотивов проводить по результатам испытаний их на усталость при ступенчатой схеме погружения с учетом теории линейного сумчирования повреждений, данных об эксплуатационной погруженности и последующей обработки статистическими методами. Приведены примеры схемы приложения вертикальных и горизонтальных сил к раме тележки и ступенчатого погружения вертикальными силами трех образцов рачы тележки, а также результаты расчетов приведенных пределов выносливости.

Ключевые слова; локомотив, рача тележки, промежуточная рама боковина, предел выносливости, коэ ффициент запаса сопротивления усталости, испытания.

■Él -И ЩЕСТИЯ Транссиба 17

-