CC BY
86
р
1,2 о. е.
0,8 0,6 0,4 0,2 0
-0,2 -0,4 -0,6 -0,8 -1,0
-1,2 "-И
0 1298
1299
1300
1301
1302
1303
1304
1305
1306
1307 об / мин 1309
Рисунок 4 - Результаты математического моделирования по суммарной мощности потребляемой и вырабатываемой первым и вторым тяговыми двигателями
п
Список литературы
1. Пат. 2433419 Российская Федерация, МПК О 01 Я 31/34. Способ испытаний асинхронных электродвигателей методом их взаимной нагрузки [Текст] / Авилов В. Д., Володин А. И., Данковцев В. Т., Лукьянченко В. В., Панькин Е. В.; заявитель и патентообладатель Омский гос. ун-т путей собщения. - № 2010124307/28; заявл. 15.06.10; опубл. 10.11.11, Бюл. № 31 (II ч.). - 5 с.
2. Пат. 80018 Российская Федерация, МПК О 01 Я 31/04. Устройство для испытания тяговых электродвигателей [Текст] / Бейерлейн Е. В., Раппопорт О. Л., Цукублин А. Б.; заявитель и патентообладатель Томский политехн. ун-т. - № 2008115647/22; заявл. 21.04.08; опубл. 20.01. 09, Бюл. № 2. - 6 с.
3. Жерве, Г. К. Промышленные испытания электрических машин [Текст] / Г. К. Жерве. -Л.: Энергоатомиздат, Ленингр. отд-ние, 1984. - 408 с.
4. Фираго, Б. И. Регулируемые электроприводы переменного тока [Текст] / Б. И. Фираго, Л. Б. Павлячик. - Минск: Техноперспектива, 2006. - 363 с.
5. Динамические процессы в асинхронном тяговом приводе магистральных электровозов: Монография [Текст] / Ю. А. Бахвалов, Г. А. Булазо и др. - М.: Маршрут, 2006. -374 с.
УДК 629.4.03.004 + 06
З. Г. Гиоев, В. М. Бондаренко, А. К. Белухин, А. В. Зубарев
ВИБРОАКУСТИЧЕСКОЕ ДИАГНОСТИРОВАНИЕ И МЕТОДЫ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ЗАРОЖДАЮЩИХСЯ ДЕФЕКТОВ В ТЯГОВОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧЕ
ЛОКОМОТИВОВ
В настоящей работе рассматривается физическая природа возникновения возмущающих сил в тяговых зубчатых передачах в процессе пересопряжения зубьев и определение амплитудно-частотного состава спектра. Экспериментально определены дефекты, возникающие в элементах тяговой зубчатой передаче локомотивов.
Тяговая зубчатая передача (рисунки 1, 2) локомотива согласует частоту вращения вала
высокооборотного электродвигателя и низкооборотной оси колесной пары. Конструкция тя-высокооборотного электродвигателя и низкооборотной оси колесной пары. Конструкция тя-
№.?!15) ИЗВЕСТИЯ Транссиба
гового привода должна обеспечивать кинематическую неразрывную связь неподрессоренной колесной пары с частично или полностью подрессоренным тяговым электродвигателем и учитывать наличие между ними относительных перемещений, неизбежных при прохождении колесами неровностей пути и колебаниях подрессорного строения локомотива [1 - 5].
Тяговые зубчатые механизмы бывают одноступенчатыми и многоступенчатыми, прямозубыми и косозубыми с различными профилем и модулем зуба и качеством изготовления (см. рисунки 1, 2). Разнообразие конструкций и различие габаритных размеров, скоростных режимов и, соответственно, динамических нагрузок, значения которых определяются технологическими погрешностями изготовления и монтажа зубчатых колес (рисунок 3), обусловливают разнообразие характеристик возбуждения колебаний в тяговых зубчатых механизмах из-за проявления различных дефектов и неисправностей в виброакустическом сигнале. Поэтому динамические процессы, развивающиеся в тяговых зубчатых передачах (ТЗП), приводят к возникновению нежелательных вибраций и шума [6 - 9].
а б
Рисунок 1 - Схема тяговой зубчатой передачи (а) и заменяющая ее эквивалентная крутильная динамическая система (б); 1, 2 - зубчатые колеса
Рисунок 2 - Начало (а) и конец (б) кромочного удара выходящей из зацепления пары зубьев 1-1'
Погрешности, дефекты и деформации ТЗП, отображенные на рисунке 3, приводят к колебаниям передаточного отношения.
ж з
Рисунок 3 - Часто встречающиеся дефекты в ТЗП при их эксплуатации: а - износ прямозубых зубьев (характер износа: S - номинальная толщина зуба, S-3 - толщина предельно изношенного зуба); б - износ косых зубьев; в - непараллельность осей зубчатых колес; г - положение зуба во впадине при перекосе; д - измерение зазора между зубьями при помощи свинцовой выжимки; ж - риски на зубьях; з - боковые С5 и радиальные Ср зазоры
в зубчатой передаче
Тяговая зубчатая передача локомотива является очень точным механизмом. Если бы ТЗП были изготовлены и обработаны соответствующим образом с применением их динамической балансировки и имели бы уход, который заслуживают все точные механизмы, то срок их службы был бы значительно больше. Соответственно тяговые двигатели были бы защищены от разрушительной собственной вибрации.
Одним из наиболее важных путей уменьшения виброактивности ТЗП является борьба с
б
а
в
г
д
источниками возбуждения колебаний, т. е. уменьшение возмущающих сил. Определение возмущающих сил необходимо для определения вынужденных колебаний в тяговых зубчатых передачах [10].
Вопросам собственной вибрации зубчатых передач посвящена обширная литература [1 - 13].
При исследовании тяговых зубчатых передач (см. рисунки 1, 2) основное внимание уделялось вопросам кромочного и серединного удара профилей зубьев, обусловленного постоянной ошибкой основного шага (см. рисунок 1). При этом период зубчатого зацепления разбивается на отдельные интервалы времени, число которых зависит от соотношения величин статической деформации и ошибки основного шага. Для каждого интервала составляется дифференциальное уравнение движения колес. В результате последовательного решения этих уравнений определяются динамические нагрузки за один период пересопряжения зубьев в тяговой передаче.
Представленная методика не позволяет определить возмущающую силу как функцию времени за один период зацепления зубьев. Недостатком этой методики является также отсутствие описания стационарного периодического колебательного процесса в тяговых зубчатых колесах передачи.
При исследовании тяговых косозубых колес возмущающая сила задается в виде некоторой гармонической функции Р, = А^тю^, где А = С 5эф, С - коэффициент жесткости; 5эф -накопленная эффективная погрешность.
Представленная работа посвящена выявлению физической природы возникновения возмущающих сил в тяговых зубчатых передачах в процессе пересопряжения зубьев и определению амплитудно-частотного состава, а также получению зависимости возмущающих сил в виде периодических функций времени, пригодных для расчета вынужденных колебаний в тяговых передачах локомотивов.
Рассмотрим тяговые зубчатые колеса косозубой передачи.
Динамическая модель передачи состоит из двух абсолютно жестких опор. Колеса связаны между собой пружинами, имитирующими жесткость зацепляющихся пар, и могут вращаться под действием приложенных к ним статических крутящих моментов - полезного М1 и тормозного М2 (рисунок 4).
Ведомое зубчатое колесо , . М2
¿¡/¿уст/пор колесо
М
погрешность
т,
а
Сг
77?,
Рисунок 4 - Взаимодействие тяговых зубчатых колес
10 ИЗВЕСТИЯ Транссиба _№ 3(15) 2013
= _
Примем следующие обозначения:
2
31 и 32 - моменты инерции, кг-м ; ( и ( - постоянные угловые скорости вращения колес 1
и 2; ф1 и ф2 - углы поворота колес; г1 и г2 - радиусы основных окружностей колес; г = ~
Ц .
г ± 1
г ■ ц
т2 = I ■ г = —; где ц = г2 - межцентровое расстояние; а = ф ■ Г _ фф ■ Г_ относительное
г+ц
линейное перемещение, мм; ц = / ■ ■ г2 + /2 ■ г2 + у2 ■ Г) - приведенный момент инер-
2
ции, кгм .
С - линейные жесткости зацепляющихся г-х пар зубьев, пропорциональные длинам контактных линий г-х пар зубьев на поле зацепления, кг-м2; Се = ЕСг - суммарная жесткость зацепления; АI - разность шагов ведомого и ведущего колес (между 7-й и 7 - 1 парами зубьев),
которая в общем случае может быть представлена как д. =4> + 4 — 4-1' где 4> и 4 ~~ постоянная и переменная составляющие погрешности шага, Лг = ЕЛг - накопленная кинематическая погрешность на зубьях передач (рисунок 5).
Ч
II
I
I
кмкм _____,,—^у у Г^^ .А
» ___
Угол поборота зуда колеса
I
Ч I
N ^
Л '
ш
А /с
шагов
Номера
^о^и/агоб "
б
Рисунок 5 - Кинематические погрешности на зубьях передачи Принятая модель предполагает отсутствие размыкания в контактах нагруженных зубьев
ИЗВЕСТИЯ Транссиба
а
при вступлении в зацепление каждой новой пары зубьев, что справедливо для тяжелонагру-женных передач.
Определение возмущающих сил основано на использовании метода кинетостатики и составлении уравнений Даламбера [11]. Методика определения возмущающих сил заключается в следующем. При заданном равномерном вращении зубчатых колес время одного периода зацепления условно разбивается на отрезки времени - фазы зацепления, характеризующие вход зубьев в зацепление, потом некоторое промежуточное положение и выход зубьев из зацепления. Этим фазам соответствуют определенные положения контактных линий на поле зацепления.
На каждом к-м отрезке времени задается обобщенная координата относительного перемещения колес (Хк и определяются усилия в зацеплениях г-х пар зубьев Рг = Сг а,к + Qi , где Qi - дополнительная сила, обусловленная преждевременным входом и запаздыванием при выходе зубьев из зацепления в связи с наличием статической и динамической деформации и ошибок шага.
Из условия статического равновесия тяговых зубчатых колес, т. е. = = л/, /,, и с учетом инерционного члена ак составляется уравнение движения в виде:
Ца к + ЪСг'Хк = Рст - 2 Qi . (1)
Число таких уравнений равно числу рассмотренных фаз зацепления, причем значения ак в конце предыдущей фазы зацепления и в начале последующей равны между собой. Для того чтобы записать единое уравнение движения зубчатых колес для всех фаз за один период зацепления, вводится новая координата Р, отсчитываемая от одного определенного положения статического равновесия в виде линейного перемещения зубьев, т. е. ак = Р^-Рст /С0. С учетом этого получим единое уравнение движения колес за период зацепления в виде:
У С ■ Р .
ц Р =Рст - У ' по +У Ц), (2)
где правая часть уравнения является функцией времени и задана на каждом из рассмотренных отрезков времени. Силы, входящие в правую часть уравнения (2), являются возмущающими силами, вызываемыми различными дефектами зубьев (см. рисунок 3). Эти силы можно определить во времени за любое число периодов зацепления в ТЗП.
Поскольку вибрационная информация о зарождающихся дефектах ТЗП содержится в слабых, сравнимых с помехами изменениях структуры виброакустических процессов, то применение обычного спектрального анализа в диагностических целях малоэффективно. Поэтому методы обработки диагностических сигналов для раннего обнаружения локальных повреждений - дефектов зубьев передачи, таких как выкрашивание, заедание или трещина, базируются на применении амплитудной модуляции узкополосных виброакустических процессов в окрестности вынужденных частот в ТЗП. Применение статистических характеристик, вибрационного сигнала и спектрокорреляционного анализа дали удовлетворительные результаты при диагностировании локальных повреждений.
Из изложенного видно, что результаты исследования динамических процессов, генерируемых различными зубьями, показывают, что возбуждение колебаний в зубчатом зацеплении в режиме нормального функционирования обусловлено двумя факторами: периодическим изменением жесткости зубьев по фазе зацепления и технологическими погрешностями -дефектами изготовления, монтажа и неудовлетворительной эксплуатации ТЗП (рисунки 6 - 8).
Экспериментально установлено [11 - 13], что кроме дискретных составляющих в спектре корпусной вибрации тягового редуктора нормально функционирующей ТЗП присутствует распределенная шумовая составляющая, обусловленная неидеальностью контактирующих поверхностей, отрывными виброударными режимами и другими причинами, вызывающими колебания вибраций на собственных частотах передачи.
12 ИЗВЕСТИЯ Транссиба № 3(15) 2013
- _ = _Ш
Для простейшей эквивалентной динамической модели крутильных колебаний в тяговой зубчатой паре (см. рисунок 1, б) с передаточным отношением, равным единице, и при воздействии распределенных локальных дефектов на зубья передачи можно написать уравнение:
Х(0 К) • X (0 +со; К) ДО = Л).
(3)
где Х - деформация зубьев; - собственная частота; в - коэффициент демпфирования; С -жесткость; Г - нагрузка; Я - вектор дефектов; I - время.
76 дб\ -л 7270-
I 68-
я
о
СЭ
Л
_~лЛллАл_
76
7270-М-
¿7
¿7
и
1М_
^ ^ ^
/
2,5 1.0 -^
_1лл_
к Гц
Рисунок 6 - Спектр шума у зацеплений, не имеющих погрешностей: а - график погрешностей зацепления 0 мк, левый профиль зуба; б - график погрешностей зацепления 0 мк, правый профиль зуба; в - график погрешностей зацепления в левом профиле зуба +8; -8; -8; +8... мк
Основной параметр модели (3), определяющий возбуждение колебаний в зубчатом зацеплении, есть периодически изменяющаяся функция жесткости С(1, Я), которая может быть представлена в виде двух функций:
С(/, Я) = & Я) ш (4)
а
б
в
где g(t, R) = 1+m(R) £ (t+T0) - медленно меняющаяся функция с частотой вращения вала
Q = ^; To ;
2п
h(t) = h(t+Tz ) - быстро меняющаяся функция с частотой пересопряжения зубьев = — ;
m(R) - индекс амплитудной модуляции (АМ) функции жесткости зубьев периодической последовательности импульсов £ (t+T0), возникающих при попадании локального дефекта в зону контакта.
Уравнение (3) является параметрическим даже в отсутствие локальных дефектов и возмущающих сил F(t, R), поэтому в системе даже в режиме нормального функционирования возбуждаются полигармонические колебания (рисунок 7), снятые с контрольных точек, расположенных на корпусе редуктора:
ДО = Е Qk cos(Qz t + Фп). (5)
Рисунок 7 - Спектральное разложение собственной вибрации в октавных полосах 63, 125, 250 Гц; общий уровень L = 74дБ (1,4 м/с2); 1 - кривая временной зависимости спектральной составляющей вибрации в ок-тавной полосе 63 Гц; 2 - то же - 125 Гц; 3 - то же - 250 Гц (зубчатое колесо (левое), Ст3-97-181; разность шага - 0,09 мм; накопленная погрешность - 0,196; биение колеса - 0,01 мм)
Эффект выкрашивания дефектного зубчатого колеса, производимый локальным дефектом типа ямки, моделируется периодической последовательностью виброимпульсов, моделирующей амплитуду функции жесткости зацепления. Воздействие дефекта типа задира моделируется случайной фазовой модуляцией демпфирования
e(t, R) =s[t + Tz + M(R) • Л(0], (6)
где M(R) - индекс фазовой (частотной) модуляции (rM).
Технология обнаружения локальных дефектов тягового зубчатого зацепления может быть реализована двумя способами: путем амплитудной или частотной модуляции вибросигналов на вынужденных частотах, т. е. на гармониках зубцовой частоты K &z , или путем амплитудной демодуляции вибросигнала в зоне собственной частоты механизма. Таким образом, спектр вибрации рассматриваемой модели может быть представлен как суперпозиция дискретных компонентов на вынужденных или на собственных частотах и случайного шума:
14 ИЗВЕСТИЯ Транссиба _№ 3(15) 2013
= _
8х(®) = £ А •5(к+ Е1 () + ЕХ
к i р
Х!С«"4®-(Р( ±9•д)] + ! ^{«Ч«» ±(р( ±О)]}+. (7)
9 Р Ч
Появление или интенсивное развитие эксплуатационных дефектов (см. рисунок 3) приводит к перераспределению колебательной энергии между спектральными составляющими в пользу высокочастотных или комбинационных частот.
Наибольшие нарушения геометрии тяговых зубчатых колес, вызванные износом - кинематической погрешностью зубьев, приводят к случайным флуктуациям коэффициента демпфирования, что в свою очередь является причиной повышения амплитуды шумового компонента £г(/) в выражении (7), что получило экспериментальное подтверждение (рисунок 8).
Интенсивное изнашивание зубьев при малом уровне смазки со временем приводит к увеличению бокового зазора и ударному возбуждению колебаний, вызванному отрывом профилей зубьев в зацеплении. Это приводит также к увеличению энергии гармонического ряда частот, кратных частоте пересопряжения зубьев /г1 • (, /г2.
Выражение для узкополосного виброакустического сигнала в окрестности к-й гармоники зубцовой частоты может быть представлено в виде:
X (г) = а
1 + ^т • собО-г)
соб
(к( )
г + ЕМ}. • соб(]-О-г)
(8)
где (02 - частота сопряжения зубьев колес; О - частота попадания локального дефекта в зону контакта; т^ и Ы^ - порциональные индексы АМ и ЧМ.
Как следует из выражения (8), питтинг характеризуется увеличением индекса АМ на гармониках зубцовой частоты (Дтг ф 0, ЛМ ■ ф 0), заедание зубчатых колес характеризуется
увеличением индекса ЧМ (Дтг = 0, ЛМу- ф 0). Индекс модуляции можно оценить, воспользовавшись преобразованием Гильберта.
Для практических целей, т. е. для безразборного диагностирования технического состояния тяговых зубчатых колес (ТЗК), нужно иметь вибрационные нормы на ТЗК в зависимости от наработки и собственной корпусной вибрации, снятой с определенной контрольной точки редуктора в зависимости, например, от накопленной погрешности - бокового зазора (рисунок 8).
Анализ спектрограмм виброускорений для разных тяговых зубчатых колес локомотивов показывает насыщенность частотных составляющих в пределах от 25 - 20000 Гц, выделяются составляющие спектра с частотами накопленной и зубцовой погрешностей [14].
Таким образом, из анализа виброосциллограмм и спектрограмм можно сделать выводы:
1. Собственная корпусная вибрация и шум в тяговом зубчатом редукторе вызываются накопленным (износом), импульсным и параметрическим возбуждением колебаний, а также неуравновешенностью вращающихся зубчатых колес.
2. Кинематическое возбуждение колебаний колес связано с технологическими погрешностями изготовления.
3. Кроме указанных источников корпусной вибрации при передаче мощности от ведущего колеса - от шестерни - возникают импульсное возбуждение вибраций при взаимодействии зубьев на выходе из зацепления и параметрические колебания, связанные с переменной жесткостью зубьев зацепления.
4. Линейное смещение контрольных точек на корпусе в любом направлении координатных осей 02, ОХ, ОУ позволяет выразить вибрацию в математической форме:
№ 3(15) ЛЛИ О ИЗВЕСТИЯ Транссиба 15
=2013 ■
п
X(г) = ^А ■ соб(/■(■ г + ,
где АI - амплитуда 1-й гармоники корпусной вибрации; г - порядок гармоник, г = 0, 1, 2, ...; п - целое положительное число; ( - угловая частота, ( = 2п ■ f; ^ - фаза сигнала.
5. Накопленная погрешность проявляется при каждом обороте зубчатого колеса, и тогда частота основной гармоники, обусловленной этой погрешностью, совпадает с частотой вращения колеса.
6. Импульсное и кинематическое возбуждение вызывают вибрацию с частотой зацепления зубьев f = £ ■ ^, где - частота вращения колеса, Гц; - число зубьев зубчатого колеса.
7. Дефект, обусловленный зубцовой погрешностью, проявляется при пересопряжении каждого зуба в ТЗП. Тогда частота первой гармоники дефекта зубцовой погрешности рас-
/• п „
считывается по выражению: ^ = = Z¿ ■ , где /0 = ^ Гц; П1 - частота вращения вала.
8. Так как для тяговых зубчатых колес, образующих пару, произведение частоты вращения на число зубьев одинаково, то частота технологической погрешности, обусловленная зубцовой погрешностью, является общей для пары сопряженных колес, а ее уровень будет определять состояние зубьев в зубчатой передаче.
9. На основании частотного анализа спектров собственной корпусной вибрации можно разработать технологию безразборного диагностирования ТЗП локомотивов.
Рисунок 8 - Зависимости общего уровня собственной корпусной вибрации от величины накопленной погрешности и доверительные интервалы
Список литературы
1. Бирюков, И. В. Прогнозирование динамических свойств тяговых приводов электрического подвижного состава [Текст]: Автореф. дис... доктора техн. наук. - М., 1974.
2. Беляев, А. И. Оптимальное проектирование упругих самоустанавливающихся зубчатых колес [Текст] / А. И. Беляев, В. Н. Иванов // Труды МИИТа / Московский ин-т инж. ж.-д. трансп. - М., 1976. - № 545.- С. 53 - 69.
3. Бирюков, И. В. Методика исследования динамики тяговых приводов электрического подвижного состава при сложном спектре возмущения [Текст] / И. В. Бирюков, Е. К. Рыбников / Московский ин-т инж. ж.-д. трансп. - М., 1971. - № 374. - С. 3 - 35.
1
16 ИЗВЕСТИЯ Транссиба _№ 3(15) 2013
= _
4. Калихович, В. Н. Тяговые приводы локомотивов [Текст] / В. Н. Калихович. - М.: Транспорт, 1983.
5. Кудрявцев, В. Н. Зубчатые передачи [Текст] / В. Н. Кудрявцев. - М., 1957.
6. Осецкий, В. М. Прикладная механика [Текст] / В. М. Осецкий. - М.: Машиностроение, 1985.
7. Генкин, М. Д. Динамические нагрузки в передачах с косозубыми колесами [Текст] / М. Д. Генкин, В. К. Гринкевич / АН СССР. - М., 1977.
8. Абрамов, Б. М. Колебания прямозубых зубчатых колес [Текст] / Б. М. Абрамов / Харьковский гос. ун-т. - Харьков,1968.
9. Петрусевич, А. И. Динамические нагрузки в зубчатых передачах с прямозубыми колесами [Текст] / А. И. Петрусевич, М. Д. Генкин, В. К. Гринкевич / АН СССР. - М., 1956.
10. Айрапетов, Э. Л. Исследование статики и динамики планетарных механизмов [Текст] / Э. Л. Айрапетов / Гос. науч.-исслед. ин-т машиноведения. - М., 1973.
11. Виброакустическая диагностика тягового привода локомотива [Текст] / З. Г. Гиоев, В. Н. Жуков и др. // Электровозостроение / ОАО «Всероссийский научно-исследовательский и проектно-конструкторский ин-т электровозостроения». - Новочеркасск, 1999. - Т. 39.
12. Тобе Тошими. Динамические нагрузки на зубьях прямозубых колес, вызванные ударами зубьев. Детали машин (экспресс-информация) [Текст] / Тобе Тошими, Токацу Нобуо / ВИНИТИ. - М., 1973. - № 39.
13. Осецкий, В. М. Прикладная механика [Текст] /В. М. Осецкий. - М.: Машиностроение, 1977.
14. Прогнозирование параметрической виброакустической надежности тяговых зубчатых колес локомотивов по результатам испытаний [Текст] / З. Г. Гиоев, А. И. Беляев и др. // Электровозостроение / ОАО «Всероссийский научно-исследовательский и проектно-конструкторский ин-т электровозостроения». - Новочеркасск, 2001. - Т. 43.
УДК 629.423.33
М. А. Капралова, А. В. Мальцева
РАСЧЕТ КОНТАКТНОГО НАЖАТИЯ ТОКОПРИЕМНИКА «АИСТ» С УЧЕТОМ ИЗМЕНЕНИЯ АЭРОДИНАМИЧЕСКОЙ ПОДЪЕМНОЙ СИЛЫ ПРИ РАЗЛИЧНЫХ КЛИМАТИЧЕСКИХ УСЛОВИЯХ И РАБОЧЕЙ ВЫСОТЕ
В статье представлен расчет контактного нажатия с учетом изменения аэродинамической подъемной силы в зависимости от климатических условий (в одно- и двухфазном потоке), а также при изменении рабочей высоты токоприемника. Выполнено сравнение полученных результатов с экспериментальными данными.
При движении электроподвижного состава с высокими скоростями начинают существенным образом проявляться аэродинамические силы, оказывающие влияние на взаимодействие токоприемника и контактной подвески.
Воздействие набегающего потока воздуха на токоприемник можно разложить на подъемную силу, лобовое сопротивление и опрокидывающие моменты. Подъемная сила (аэродинамическая составляющая контактного нажатия) изменяет контактное нажатие. В случае положительной подъемной силы происходит увеличение отжатий контактных проводов, а отрицательная способствует отрывам полоза от контактного провода. В обоих случаях происходит интенсивный износ контактирующих элементов, повышается вероятность повреждения токосъемных устройств. Все это приводит к сокращению срока эксплуатации контактных пластин полозов токоприемников электровозов, а также к увеличенному износу контактного провода.
№?115) ИЗВЕСТИЯ Транссиба 17
