Вибрационное прогнозирование технического состояния тяговых электрических машин локомотивов Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

а б

Рисунок 6 - Силы в одном комплекте рессорного подвешивания первой Р1 (а) и второй Р2 (б) тележек

(порожний режим)

Список литературы

1. Сравнительная оценка динамической нагруженности полувагонов с разными типами тележек (18-100 и 18-9810) [Текст] / Галиев И. И., Гателюк О. В. и др. // Известия Транссиба / Омский гос. ун-т путей сообщения. - Омск. - 2015. - № 4 (24). - С. 95 - 103.

2. Альбом-справочник пружин рессорного подвешивания № 748-2011 ПКБ ЦВ. - М., 2011.

3. Нормы расчета и проектирования грузовых вагонов железных дорог колеи 1520 мм Российской Федерации [Текст] / ВНИИЖТ, ГосНИИВ. - М., 2004. - 317 с.

Referernes

1. Galiev I. I., Gateliuk O. V., Luks D. Iu., Ushak V. N. Comparative evaluation of dynamic loading gondola with different types of trucks (18-100 and 18-9810) [Sravnitel'naia otsenka dinamicheskoi nagruzhennosti poluvagonov s raznymi tipami telezhek (18-100 i 18-9810)] Izvesti-ia Transsiba - The journal of Transsib Railway Studies, 2015, no. 4 (24), pp. 95 - 103.

2. Al'bom-spravochnik pruzhin ressornogo podveshivaniia № 748-2011 PKB TsV (Album catalog spring suspension springs № 748-2011 PKB CV). Moscow.

3. Normy rascheta i proektirovaniia gruzovykh vagonov zheleznykh dorog kolei 1520 mm Ros-siiskoi Federatsii (The rules of calculation and design of freight cars of railroads 1520 mm Russian Federation). Moscow: VNIIZhT, GosNIIV, 2004, 317 p.

УДК 629.4.03.004.58: 620.178.5:681.3.06

З. Г. Гиоев, В. М. Приходько, В. С. Козаев

ВИБРАЦИОННОЕ ПРОГНОЗИРОВАНИЕ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ ТЯГОВЫХ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН ЛОКОМОТИВОВ

Рассматриваются причины возникновения корпусных вибраций в подшипниках качения в собранной машине, и на основе их измерения и анализа предлагается метод безразборного определения радиальных зазоров в них. Предложен и обоснован алгоритм вибрационного прогнозирования технического состояния подшипников качения в тяговых двигателях локомотивов.

Причиной перехода электромеханического преобразователя (электродвигателя, генератора) локомотива переходить из исправного состояния в неисправное является воздействие на него большого числа внешних и внутренних факторов.

■Е^И ИЗВЕСТИЯ Транссиб а 15

Например, взаимодействие тягового двигателя и рабочего механизма - тягового редуктора и колесной пары с внешней средой носит сложный характер, а его результат почти не поддается контролю. Это ведет к тому, что техническое состояние тягового двигателя не определяется однозначно условиями и сроком его эксплуатации. Два тяговых двигателя, отработавшие одно и то же время в сходных условиях, никогда не будут иметь одинаковых технических состояний. Каждому моменту времени I можно сопоставить не одно определенное техническое состояние тягового двигателя , а целое множество технических состояний Щ, в одном из которых тяговый двигатель может находиться. То есть в любой момент

времени I в отношении технического состояния электромеханических преобразователей локомотива существует неопределенность, которую можно оценить как

п

Н (^ ) = £ Р 1св Р, (1)

1=1

где р - вероятность того, что машина находится в технически исправном состоянии (1,2,3,...п), где еЩ .

Снять эту неопределенность, указать из множества возможных технических состояний одно, в котором действительно находится электромеханический преобразователь, - это и составляет задачу технической диагностики.

По ГОСТ 19919-74 техническим состоянием объекта диагностики машины называется совокупность подтвержденных изменению в процессе производства или эксплуатации свойств объекта, характеризуемая в определенный момент времени признаками, установленными технической документацией на этот объект. Признаками технического состояния объекта могут быть качественные и количественные характеристики его свойств. Фактические знание количественных и качественных характеристик определяет техническое состояние объекта диагностики [1 ].

Техническое диагностирование осуществляется путем измерения и контроля количественных значений номинальных параметров и, возможно, качественных значений признаков, анализа и обработки результатов диагностических измерений.

Для тягового агрегата можно указать множество признаков и параметров, характеризующих его техническое состояние. В зависимости от применяемого метода диагностирования используются те или иные из них, называемые диагностическими признаками или параметрами.

В представленной работе диагностическим параметром является двойная амплитуда ускорений вибрации, измеренная в отдельных контрольных точках агрегата и на характерных частотах его работы (рисунок 8).

Электромеханические преобразователи тягового подвижного состава характеризуются структурой и способом функционирования. Структура механизма - это его детали, соединенные определенным образом в единую систему. Она задается набором параметров Xj (х, х2, х ,...хп), характеризующих техническое состояние элементов и их сочленения друг

с другом, которые называются структурными параметрами (радиальные зазоры, осевые раз-беги, натяги и т. д.). Структурные параметры являются переменными величинами. У механизмов, находящихся в процессе изготовления или ремонта, они зависят от различных технологических факторов и в основном от износа.

Износ деталей - это постепенное изменение размеров и форм тела при трении, проявляющееся в отделении с поверхности трения материала. В тяговых электрических машинах происходят механические, молекулярно-механические, коррозионно-механические и другие виды изнашивания. При молекулярно-механическом изнашивании механическое воздействие сопровождается одновременным воздействием молекулярных сил на поверхности деталей. Такое изнашивание происходит, например, в подшипниках качения при высоком контактном давлении тел качения о кольца подшипника и сопровождается переносом мате-

16 ИЗВЕСТИЯ Транссиба № 1(25) ОП4 С

■ I =

риала износа с одной поверхности на другую с переходом на усталостное изнашивание [2], которое является следствием многократного деформирования микрообъемов материала, приводящего к возникновению трещин и отделению с поверхности слоев материала. Кроме этого на цапфы в опорных подшипниках якоря тяговой машины действуют динамические силы

Ра и Рв, постоянные по величине, но переменные по направлению (векторы этих сил вращаются вместе с якорем), и статические силы QA и Qв, постоянные по величине и направлению. Поэтому во время вращения неуравновешенного якоря или ротора на его цапфы действуют силы

\ЯА = РА + QA; \ЯВ = Рв + Qв,

(2)

где А и В - опорные подшипники.

В зависимости от соотношения динамических и статических сил различают три режима работы подшипников силовых механизмов [3 ].

При первом режиме, когда Ра < центр цапфы совершает колебательное движение по дуге окружности радиуса 5, равного половине радиального зазора в подшипнике (рисунок 1, а).

Рисунок 1 - Характер движения цапфы - оси вращения якоря 0 - 0 в подшипниках

с радиальными зазорами 5

Отсюда следует, что контактная точка цапфы совершает колебательное движение по дуге подшипника с двойной угловой амплитудой. Здесь при первом режиме работы подшипника цапфа изнашивается по всей окружности, а элементы подшипника - в пределах дуги АВ.

При втором режиме динамическая сила равна статической: Ра = ^. В этом случае цапфа отрывается от подшипника в тот момент, когда ее центр приходит на горизонтальный диаметр подшипника. Теоретические и экспериментальные исследования показывают, что движение центра цапфы после ее отрыва от опоры происходит по некоторой замкнутой траектории ОАО'В внутри окружности радиусом 8 до тех пор, пока цапфа не ударится о подшипник (рисунок 1, б). После удара цапфа скользит по подшипнику и весь цикл повторяется снова. Таким образом, при втором режиме происходят периодические удары цапфы о подшипник с частотой вращения якоря или ротора.

Удары, происходящие в опорных подшипниках качения, возбуждают упругие колебания-вибрации. Во втором режиме импульсного движения подшипник оказывается в наиболее неблагоприятных условиях работы: ухудшается распределение нагрузки между телами качения (см. рисунок 1, б) и повышается динамическая нагрузка.

Каждое тело качения, двигаясь по окружности вместе с сепаратором, проходит ненагру-женную зону I и попадает в зону нагружения II (рисунок 2).

По мере движения в этой зоне нагрузка на тела увеличивается от нуля до максимума Ртах и вновь снижается до нуля при подходе к ненагруженной зоне. При этом максимальная величина нагрузки для идеального подшипника определяется по уравнению статического равновесия [4]:

■Е^И ИЗВЕСТИЯ Транссиб а 17

Р = 1Ртах -(зт^)

.3/2

(3)

где 2 - число тел качения, находящихся в зоне нагружения; ^ - угол положения тел качения.

Как правило, радиальная нагрузка действует на внутреннее кольцо подшипника и не воспринимается всеми телами качения равномерно. Наибольшую нагрузку РШах воспринимает тело качения, центр которого лежит на линии действия силы Рг.

Динамическая сила при третьем режиме больше статической, т. е. РА > .

Из анализа силы РА следует, что ее величина изменяется от минимального значения (РА - )

до максимального (РА + ), направление в эти моменты времени совпадает с направлением динамической силы РА, связанной жестко с цапфой

ротора (рисунок 1, в).

Здесь контактная точка цапфы движется по всей окружности, причем цапфа всегда обращена к подшипнику одной стороной, поэтому при третьем режиме цапфа изнашивается односторонне, а элементы подшипника изнашиваются по всей окружности. По мере износа цапфы увеличивается расстояние от центра массы якоря до оси вращения, вследствие чего возрастает сила РА, а это, в свою очередь, увеличивает интенсивность износа элементов подшипника и цапфы.

Таким образом, прогрессивный износ цапфы и элементов подшипника будет расти, особенно сепаратора. Следовательно, наилучшим режимом работы подшипника и цапфы силового агрегата является первый режим.

Характер движения цапфы-шейки вала (рисунок 3) при наличии зазора определяется относительным коэффициентом неуравновешенности [8]

Е = Р/0,

(4)

где Е - относительный коэффициент неуравновешенности; Р - динамическая нагрузка на подшипник от неуравновешенных сил инерции; Q - статическая нагрузка на подшипник.

При вращении цапфы в подшипнике качения ролики или шарики увлекаются цапфой в нагруженную зону, катятся по поверхности беговых дорожек колец. При наличии радиального зазора цапфа имеет возможность бокового перемещения (рисунок 4).

Существует большое число дефектов в элементах подшипника качения, которые вызваны кинематическими погрешностями (волнистость беговых дорожек-колец, их овальность, огранность тел качения, нестабильность диаметров тел качения и др.) - соударениями и износом.

Рассмотрим случай, когда техническое состояние бездефектного подшипника качения определяется всего одним параметром - радиальным зазором 8 (см. рисунок 4).

1=\

Идеальный подшипник должен обеспечивать положения осью вращения цапфы относительно системы координат, связанный с корпусом подшипника. Если в подшипнике есть радиальный зазор, то появляются дополнительные степени свободы движения цапфы и она, кроме вращения, совершает дополнительные движения.

При движении цапфы в подшипнике качения можно выделить два случая опирания цапфы: 1) цапфа опирается на два тела качения - I и II (рисунок 5, а); ее положение при этом устойчивое; 2) цапфа опирается всего на одно тело качения - II (рисунок 5, б), находится в состоянии падения и заканчивается столкновением с телом III, что вызывает импульсное движение цапфы в подшипнике (см. рисунок 1). Такое движение цапфы вызывает свободные колебания тел качения и колец подшипника и передающиеся к корпусу упругие колебания-вибрации.

Амплитуда этих колебаний зависит от радиального зазора, скорости вращения цапфы, от величины и состояния смазки и других дефектов, т. е. все дефекты в виде колебаний передаются корпусу.

Выше было сказано, что у идеального механизма параметры X{,х2,,...хп) равны нулю.

Тогда совокупность величин Хг , х2, ,...хп), отображающих существенные переменные свойства механизмов и их сочленений, в некоторый момент времени ? будет характеризовать техническое состояние тягового агрегата - тяговой электрической машины - при условии, что ее изоляция находится в допустимых пределах.

Обратим внимание на две особенности параметров технического состояния Хг.

Во-первых, они, как правило, недоступны для непосредственного измерения без разборки объекта диагностики - тягового двигателя.

Во-вторых, улучшение технико-экономических показателей агрегата и повышение его надежности связаны с изменением параметров технического состояния.

Именно с этой целью производят ремонт и регулировку рабочих процессов в тяговых агрегатах. Поэтому параметры технического состояния Хг выступают в задачах диагностики как искомые неизвестные.

Рисунок 5 - Положение цапфы в подшипнике: а - устойчивое; б - неустойчивое

Параметры состояния могут быть измерены непосредственно на работающем агрегате, без проникновения внутрь устройства [5, 6]. Тогда задача диагностики в зависимости от полученной экспериментальным путем информации формулируется в одной из следующих форм:

по принятому от тягового агрегата вибрационному сигналу ¿¿(м/с2) нужно определить исправен агрегат или нет;

по принятому вибрационному сигналу требуется определить класс технического состояния, к которому принадлежит состояние диагностируемого агрегата;

путем измерения параметров вибрационного сигнала Ц(Ц,Ц,Ц,...Дт) определить величину параметра технического состояния Xг.(х,х2,), например, радиальный зазор, не разбирая объект диагностики - тяговый электродвигатель или подшипник буксового узла колесной пары локомотива.

Число координат Хг, с помощью которых описывается техническое состояние электромеханического преобразователя, а также конечный набор состояний , которые различаются при диагностике, определяются целями технического диагноза, для которых составляется диагностическая модель (рисунок 6).

Z=fZ„Z,Z;...Zj

Х=(х„х,,х>...х.)

У.=(уиу<.,у>...у„) \

Рисунок 6 - Диагностическая модель процессов, возникающих в i-м конструктивном узле

тягового агрегата

На рисунке 6 Ui (t ) - выходной сигналнапряжения от вибропреобразователя (датчика), установленного в контрольной точке (мВ или м/с2); y =(y, У2, Уз У m ) - воздействие механических усилий на детали машины в виде ударов, трения и др; =(гг, z2, z3 ,...zm ) - внешние механические воздействия.

Техническое диагностирование начинается с анализа диагностической модели, которая описывается математическими символами технического состояния объекта диагностики в виде выражения:

U, (t) = K • a(t) = Ф(х, x2, хз ,...*„ ), (5)

где U (t) - выходной сигналнапряжения от вибропреобразователя (датчика), установленного в контрольной точке (мВ или м/с2); K - коэффициент пропорциональности; a(t ) - мгновенное значение ускорения, снятого с определенной контрольной точки.

Таким образом, установлено, что для безразборного определения технического состояния любого электромеханического преобразователя имеются две группы параметров: X = (х, х2, х3 ,...хя ) - 1-я группа и

L, =(А, L3,...L„) - 2-я.

Параметры 1-й группы недоступны для непосредственного измерения, параметры 2-й группы могут быть измерены чувствительным вибропреобразователем-датчиком, установленным в контрольных точках корпуса механизма (рисунок 7).

На рисунке 8, б представлена блок-схема обработки вибросигнала, где 1 - объект диагностики; 2 - вибродатчик типа ДН-4-м1; 3 - усилитель; 4 - полосовой фильтр; 5 - октавный анализатор; 6 - решающее устройство - ЭВМ.

20 ИЗВЕСТИЯ Транссиба № 1(25) oni с

■ I = 2U1o

Рисунок 7 - Расположение контрольных точек на тяговом электродвигателе НБ-412К

б

Рисунок 8 - Измерение и обработка вибросигнала: а - характерные формы вибросигнала; б - блок-схема измерения и обработки вибросигнала

В результате обработки вибросигнала методом наименьших квадратов получим экспериментальную зависимость общего уровня вибрации от радиального зазора в подшипнике качения для каждой контрольной точки двигателя (рисунок 9).

Техническое состояние подшипникового узла определяется через радиальный зазор. В дальнейшем прогнозируется изменение величины радиального зазора в зависимости от вибрационных параметров, т. е. двойной амплитуды ускорения вибрации в контрольных точках по рисунку 8, а. Некоторые экспериментальные результаты представлены в таблице, где диагностируются радиальные зазоры в подшипниках тягового двигателя в контрольных точках.

Получены уравнения линейной регрессии в контрольных точках после обработки результатов экспериментов:

V = 18,943- 3,06; Т2Г = 2,463 + 3,11; Ц1Т = 15,373+ 0,45.

(6)

(7)

(8)

Из уравнений (6) определяются радиальные зазоры в контрольных точках подшипника без разборки:

Т18Г + 3,06 18Т " 18,94 ;

Т - 311

е Т12Т 3,11

312Т '

2,46

(9) (10)

_Ь11Т - 0,45

^ЛЛТ

15,31

Опытно-экспериментальные нормы на общий уровень вибрации для безразборной диагностики технологических погрешностей до и после ремонта тягового электродвигателя серии НБ-412К электровоза ВЛ-60

Вибрационные нормы Нормы радиального

Контрольные точки на ТЭД отлично хорошо удовл. неудовл. зазора, мм

№ п/п м/с2 дБ м/с2 дБ м/с2 дБ м/с2 дБ отлично хорошо удовл. неудовл.

1 18 т От От От От От От Свыше Свыше От От От Свыше

2,20 56,0 0,73 66,4 1,80 75,6 4,52 83,5 0,05 0,20 0,25 0,40

до до до до до до до до до

0,73 68,0 1,80 76,5 4,52 83,5 0,20 0,25 0,40

2 12 т От От От От От От Свыше Свыше От От От Свыше

3,23 80,7 3,60 81,6 3,73 82,0 4,10 83,0 0,05 0,20 0,25 0,40

до до до до до до до до до

3,60 81,8 3,73 82,2 4,10 83,0 0,20 0,25 0,40

3 11 т От От От От От От Свыше Свыше От От От Свыше

0,32 60,3 2,62 78,5 3,40 81,0 5,70 85,6 0,05 0,20 0,25 0,40

до до до до до до до до до

2,62 78,7 3,40 81,0 5,70 85,7 0,20 0,25 0,40

Примечание: вибропреобразователь типа ДН-

-М1 №2215 чувствительностью 1 мВ/§.

Рисунок 9 - Зависимость общего уровня ускорений вибрации от величины радиального зазора

Вибрационное прогнозирование позволяет предупредить отказы - выход вибрационных параметров за номинальные величины, которые вызываются в силовом агрегате износом и старением деталей, что повышает доремонтную и межремонтную наработку, позволяет предотвратить преждевременные ремонты и значительно уменьшает расходы на содержание тяговых машин путем обоснованной постановки их на ремонт и проведения необходимого и целесообразного объема работ по замене и ремонту изношенных деталей [6].

Вибрационное прогнозирование базируется на результатах вибрационной диагностики и сводится к определению остаточного технического ресурса или гарантированного ресурса

I

безотказной работы сопряжений, узлов силовых агрегатов до очередной вибрационной диагностики или ремонта.

Остаточный и гарантированный ресурс безотказной работы агрегата или сопряжения определяют по значениям измеренных при вибрационной диагностике параметров (см. рисунок 9, таблицу 1).

Среднестатистический остаточный ресурс /ост силового агрегата при вибродиагностике определяется по формуле:

_ - _

/ = / V-нач , (12)

ост п V _ - _ ' ( )

п нач

где Ь„ - измеренная при диагностике величина параметра - ускорения вибрации на выбранной контрольной точке силового агрегата локомотива; Ьпр - предельное значение ускорения вибрации на выбранной контрольной точке тяговой машины; Ьнач - начальное значение ускорения вибрации в новой или после капитального ремонта тяговой машине (сопряжении); /п - наработка-пробег тяговой машины с начала эксплуатации (или после ремонта) до вибрационной диагностики; а - показатель степени среднестатистической закономерности изменения параметра.

Если наработка-пробег с начала эксплуатации новой или капитально отремонтированной тяговой машины локомотива неизвестна, то остаточный ресурс сопряжений узла определяют по наработке между двумя проверками (по реализации):

/ост = Я • С , (13)

где Я - коэффициент технического ресурса сопряжения силового агрегата,

Я = 1 +1; (14)

I п нач 1

V--1

ч_, -_

» т-1 нач

С = /оЛ-1, (15)

V п нач

где /0 - наработка между двумя диагностиками; Ьп, Ьп-1 - величины параметра ускорения вибрации в выбранной контрольной точке, измеренные при последней и предыдущей проверках.

Показатели степени среднестатистической закономерности изменения параметра - ускорения вибрации - на выбранной контрольной точке колеблются в пределах 0,85 - 2,5.

Закономерности изменения параметра - ускорения вибрации по пробегу - выражаются через коэффициент технического ресурса сопряжения силового агрегата Я:

Я = 1 - т • /а, (16)

где / - наработка-пробег тяговой машины от начала эксплуатации нового сопряжения в силовом агрегате.

Параметры т и а функциональной зависимости (12) определяются по результатам двух диагностик:

' 1 - Я

т =-1 •

/2

<17)

/, (1 - Я)'

где /1 и /2 - пробег локомотива от начала эксплуатации нового силового агрегата до первой и второй диагностики; Я1 и Я2 - коэффициенты технического ресурса, определенные по значению параметров вибрации, полученному при первой /1 и второй /2 диагностике.

№-1(2в5) ИЗВЕСТИЯ Транссиба 23

Остаточный ресурс силового агрегата /ост с учетом уравнений (13) и (14) из предположения, что в предыдущий период эксплуатации данного силового агрегата техническое состояние не изменяется, рассчитывается по формуле:

/ост =| — | -12, (единиц наработки). (18)

V т )

Оценка пробега между ремонтами определяется по вибрационному состоянию силового агрегата. Со временем эксплуатации локомотива корпусная вибрация тяговой машины увеличивается. Это связано, с одной стороны, с постепенным износом подшипников, горловин и подшипниковых щитов тяговой машины, ослаблением стяжных коллекторных болтов и т. д. В результате этого спустя некоторое время вибрация силового агрегата увеличивается и достигает предельно допустимой величины, в этом случае требуется постановка локомотива на ремонт.

Из анализа виброосциллограмм (см. рисунок 8, а) видно, что изменение двойной амплитуды ускорения вибрации в определенной контрольной точке подчиняется закону:

2^ = 210 ■ , (19)

где 2Ьпр - предельно допустимая величина двойной амплитуды ускорения вибрации по пробегу /ср.

На основании проведенных исследований можно сделать ряд выводов.

1. Безразборное вибрационное диагностирование технического состояния осуществляется путем измерения и контроля корпусной вибрации механизма.

2. В опорных подшипниках цапфа совершает импульсное движение, которое оканчивается ударом тела качения.

3. В зависимости от величины зазора при импульсном движении цапфы ударное взаимодействие усиливается, что повышает уровень корпусных вибраций.

4. Удары, происходящие в опорных подшипниках качения силового агрегата, возбуждают упругие колебания - корпусные вибрации. При втором режиме импульсного движения подшипник оказывается в наиболее неблагоприятных условиях работы - ухудшается распределение радиальной нагрузки между телами качения, что повышает динамическую нагрузку на корпусе силового агрегата, вибрации повышаются.

5. Характер движения цапфы - шейки вала силового агрегата - при наличии радиального зазора определяется коэффициентом неуравновешенности ротора.

6. Существует большое количество дефектов в элементах подшипника качения, которые возникают в результате импульсного движения шейки вала-цапфы в подшипниках с зазором, т. е. в результате износа деталей подшипника образуются дефекты (волнистость беговых дорожек-колец подшипника, их овальность, огранность тел качения, нестабильность диаметров тел качения, различные выщербины, микротрещины и др.).

7. Импульсное движение цапфы вызывает свободные колебания тел качения и колец подшипника, которые передаются к корпусу машины и приводят их к вибрации. Двойные амплитуды, возникшие на корпусе силового агрегата вибрации, пропорциональны величине радиального зазора.

8. На основе определения общего уровня вибраций в контрольной точке, в собранной машине, получен закон изменения корпусной вибрации в зависимости от дефекта - например, от радиального зазора. Разработана методика для вибрационного нормирования вибрации.

9. На основании вибрационных норм разработаны алгоритмы вибрационного прогнозирования радиальных зазоров в опорных подшипниках силовых агрегатов.

Список литературы

1. ГОСТ 19919-74. Техническая диагностика. - М.: Изд-во стандартов, 1974. - 12 с.

2. Ахвердиев, К. С. Оценка влияния источника смазки на основные рабочие характеристики подшипника конечной длины при наличии перекоса [Текст] / К. С. Ахвердиев,

24 ИЗВЕСТИЯ Транссиба № 1 (25) ОП4 С

■ I = 2016

В. М. Приходько, И. С. Морозкин // Вестник РГУПСа / Ростовский гос. ун-т путей сообщения. - Ростов-на-Дону. - 2012. - № 1. - С. 7 - 15.

3. Щепетильников, В. А. Основы балансировочной техники [Текст] / В. А. Щепетильни-ков. - М.: Машиностроение, 1975. - 57 с.

4. Григорьев, Н. В. Нелинейные колебания элементов машин и сооружений [Текст] / Н. В. Григорьев. - М.: Машгиз, 1961. - 256 с.

5. Гиоев, З. Г. Влияние радиального зазора на шум якорных подшипников тяговых двигателей [Текст] / З. Г Гиоев, В. М. Бондаренко, В. М. Приходько // Труды РИИЖТа. - Ростов-на-Дону, 1976. - Вып. 126. - С. 38 - 44.

6. Павлов, Б. В. Акустическая диагностика механизмов [Текст] / Б. В. Павлов. - М.: Машиностроение, 1974. - 222 с.

References

1. GOST 19919-74. Technical diagnostics. - M., 1974. - 12 p.

2. Akhverdiev K.S., Prikhodko V.M., Morozkin I.S. Evaluation of the influence of lubrication source on the main operational characteristics of the bearing of finite length in the conditions of the sag [Otsenka vliyaniya istochnika smazki na osnovnyie rabochie kharacteristiki podshipnika konechnoy dliny pri nalichii perekosa]. Vestnik RGUPS. - Bulletin of RGUPS, 2012, no. 1, pp. 7-15.

3. Schepetil'nikov V. A. Osnovy balansirochnoy tekhniki (The basics of the balancing machines). Moskow: Mashinostroeniye, 1975, 57 p.

4. Grigor'ev N.V. Nelineynye kolebaniya elementov mashin i sooruzheniy (Nonlinear oscillations of the machines' and structures' elements). - M.: Machgiz, 1961. - 256 p.

5. Gioev Z. G., Bondarenko V. M., Prikhodko V. M. The influence of the radial clearance on the noise of the traction motors' armature bearings [Vliyaniye radial'nogo zazora na shum ya-kornikh podshipnokov tyagovikh dvigateley]. Trudy RIIGT - The collected papers of RIIZhT, 1976, no. 126, pp. 38 - 44.

6. Pavlov B. V. Akusticheskaya diagnostika mekhanizmov (Acoustic diagnostics of mechanisms). Moskow: Mashinostroeniye, 1974, 222 p.

УДК 656.222.052.46

С. В. Доронин, И. И. Доронина

УПРАВЛЕНИЕ ДВИЖЕНИЕМ ЛОКОМОТИВНЫХ ТЕЛЕЖЕК В КРИВЫХ

В статье рассматривается управляемое движение тележек многосекционных электровозов 2ЭС5К «Ермак» в кривых малого радиуса. Для реализации управления предлагается ввести в состав каждой буксы колесной пары дополнительное звено - специальную каретку. Анализируются два варианта управления положением тележки электровоза в кривых малого радиуса. Приводится вывод об эффективности управления одной передней колесной парой тележки.

Интенсификация перевозочного процесса на железнодорожном транспорте и внедрение в локомотивный парк новых электровозов позволило осуществить переход на прогрессивные технологии поездной работы, связанные прежде всего с увеличением длины и массы составов. Однако эксплуатация электровозов на перевальных участках дорог с кривыми малого радиуса показала, что вписывание их в такие кривые с тяжеловесными составами сопряжено с увеличением энергозатрат на преодоление сопротивления движению и ростом интенсивности бокового износа гребней колес.

Анализ плана и продольного профиля Забайкальской железной дороги, имеющей участки с затяжными подъемами, показал, что более 30 % общей протяженности дороги состав-

№-1(2в5) ИЗВЕСТИЯ Транссиба 25