CC BY
79
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №3 (103) 2011
УДК 625.2:539.3
Л. В. БОРОДИН М. И. КОВЛЛЁВ
Омский государственный университет путей сообщения
ВЛИЯНИЕ ПОВЫШЕННОЙ ОСЕВОЙ НЛГРУЗКИ НЛ РЛБОТОСПОСОБНОСТЬ БУКСОВЫХ ПОДШИПНИКОВ ГРУЗОВОГО ВЛГОНЛ_______________________________
В статье рассматривается работоспособность буксовых подшипников грузовых вагонов при планируемом повышении осевой нагрузки. Критериями оценки работы подшипников качения являются значения прогиба и угла поворота сечения шейки оси колесной пары, которые сравниваются с допустимыми. Ключевые слова: изгибная жесткость, ось, роликоподшипник, букса, грузовой вагон.
В настоящее время на сети дорог эксплуатируются грузовые вагоны с осевой нагрузкой 23,5 тс, а также вагоны с новыми моделями тележек, рассчитанными на осевую нагрузку до 25 тс. Задачи, решаемые транспортным машиностроением в рамках Стратегии развития железнодорожного транспорта Российской Федерации до 2030 г. и Стратегии развития транспортного машиностроения до 2015 г., предполагают увеличение грузоподъемности вагонов. Согласно требованиям, предъявляемым к перспективным конструкциям грузовых вагонов, значение осевой нагрузки должно быть увеличено до 27-30 тс [1].
Из анализа причин поступления грузовых вагонов во внеплановый ремонт видно, что одной из основных причин является грение буксового узла. Более 20 % случаев повышения температуры буксы приходятся на неисправности колец подшипников, 15 % — на неисправности роликов [2, 3]. Эксплуатация полувагонов с буксами на кассетных конических подшипниках показала, что основные неисправности, из-за которых отцепляют вагоны в текущий от-цепочный ремонт, аналогичны неисправностям вагонов с буксами на серийных подшипниках [4].
Одной из причин, вызывающей данные дефекты буксовых подшипников грузовых вагонов, является взаимный перекос колец, возникающий при упругой деформации шейки оси от воздействия радиальных составляющих сил, действующих на колесную пару вагона.
К основным внешним нагрузкам, с которыми связана деформация колесных пар, относятся: статическая — от веса брутто вагона; от колебаний обрессо-ренных масс вагона; центробежная — при движении вагона по кривой; вызванные вписыванием вагона в кривую и др. [5].
ГОСТ 22780-93 «Оси для вагонов железных дорог колеи 1520 (1524) мм» [6] устанавливает два типа вагонных осей применяемых в колесных парах грузовых вагонов — РУ1 и РУ1Ш. Данные два типа осей различаются конструкцией торцового крепления внутренних колец роликовых подшипников на шейке: РУ1 — с нарезной частью для навинчивания корончатой гайки; РУ1Ш — при помощи приставной шайбы, для чего на торцах делают отверстия с нарезкой для болтов крепления.
Таким образом, актуально рассмотреть вопрос влияния планируемого увеличения осевой грузоподъемности вагонов на работоспособность буксовых подшипников при использовании типовых осей.
Для исследования изгибной жесткости оси колесной пары в состоянии покоя грузового вагона был выполнен конечно-элементный расчет прогибов и углов поворота сечений оси с помощью программного комплекса АРМ ШтМасЫпе. Методика расчета учитывала геометрические размеры и механические свойства материала исследуемой оси.
Расчет производился для оси типа РУ1Ш колесной пары грузового вагона, выполненной из углеродистой стали марки ОсВ (модуль упругости Е = = 2,1.108 Па) для осевых нагрузок 23,5; 25; 27; 30 тс. В рамках расчета были приняты следующие допущения:
1. Вагонная ось (рис. 1а), воспринимающая давления от кузова вагона и передающая их на рельсы, рассматривается как балка, нагруженная распределенными силами О и опирающуюся на две шарнирные опоры С и Д из которых одну следует считать подвижной (рис. 1б). Такая схема примерно соответствует действительной работе оси, опорные сечения которой при изгибе могут поворачиваться, причем расстояние между точками С и Б может немного изменяться [7].
2. Геометрические размеры рассчитываемой оси соответствуют номинальным значениям, приведенным в ГОСТ 22780-93 [6].
3. Левая и правая шейки оси нагружены одинаковой по величине нагрузкой. Это подразумевает, что колесная пара установлена симметрично относительно оси пути.
4. Распределенные нагрузки О действуют на участках 160 мм, удаленных от торцов оси на 10 мм. Это соответствует равномерному нагружению внутренних колец подшипников буксы.
Результаты расчета прогиба и угла поворота сечения оси при осевой нагрузке вагона ро = 23,5 тс представлены на рис. 2.
Следует обратить внимание на допущение относительно распределения нагрузок на шейках оси. При передаче нагрузки от корпуса буксы, задний подшипник более нагружен, чем передний, т.к. разность нагрузок по рядам роликов возрастает с увеличением
а) б)
Рис. 1. Схема нагружения оси колесной пары грузового вагона: а — действительная; б — расчетная
угл. мин мм
0 0,25 0,5 0,75 1 1,25 1,5 1,75 м 2,25
х -----------------►
Рис. 2. График зависимости прогиба &(х) и угла поворота сечения оси <р(х) при воздействии статической нагрузки от веса брутто вагона с нагрузкой на ось 23,5 тс
деформируемости оси колесной пары. Перераспределение нагрузки на шейке влияет на величину деформации оси. Для расчета прогиба и угла поворота сечения принято, что 60 % нагрузки воспринимает задний подшипник и 40 % передний [8], поэтому сравнивать с допускаемыми значениями — стоит значения прогиба и угла поворота сечения соответствующие заднему подшипнику.
На рис. 3 представлены значения деформации оси соответствующие заднему подшипнику при осевых нагрузках вагона 23,5; 25; 27; 30 тс.
Рекомендуемое значение допустимого угла поворота сечения оси для цилиндрических роликоподшипников с короткими роликами без бомбины до 4 угл. мин, с бомбиной до 10 угл. мин; в конических без бомбины до 2 угл. мин, с бомбинированными роликами до 6 угл. мин [9].
Даже при небольшом значении угла перекоса колец подшипника (1 угл. мин) на одном из краев ролика давления могут увеличиваться в 2 — 3 раза. Возникающие концентрации контактных давлений уменьшают срок службы и являются причиной повышения температуры или заклинивания подшипника буксы.
Сравнивая расчетные значения прогиба и угла поворота сечения с допускаемыми, можно заключить, что при осевой нагрузке вагона 23,5 и 25 тс угол поворота сечения заднего подшипника фшз(23 5) = = 8,17 угл. мин и фшз(25) = 8,69 угл. мин не превышают допустимого значения для цилиндрических роликоподшипников с модифицированным контактом. Угол
поворота сечения фшз(27) = 9,38 угл. мин близко приближен к допустимому, а при нагрузке 30 тс фшз(30) = = 10,42 угл. — превышает допустимое значение. При всех расчетных нагрузках угол поворота сечения превышает допустимое значение для конических роликоподшипников подшипников, а также для цилиндрических роликоподшипников без модифицированного контакта.
Следующим этапом планируется исследования из-гибной жесткости шейки оси при учете воздействия других нагрузок, действующих на колесную пару при движении вагона. Это позволит более точно оценить работоспособность подшипников грузового вагона в реальных условиях эксплуатации при планируемом повышении осевых нагрузок.
Выводы.
Использование осей типа РУ1 и РУ1Ш для грузовых вагонов с повышенной осевой нагрузкой (25 тс и более) не может гарантировать безопасной работы подшипников буксы. Это объясняется тем, что возникающая деформация, рассчитанная для случая статического нагружения шейки оси колесной пары, при осевых нагрузках вагона 25 и 27 тс приближена к допустимому значению, а при нагрузке 30 тс превышает его.
Учитывая высокую чувствительность конических подшипников к перекосам, при выборе опор качения цилиндрические роликоподшипники предпочтительны, т.к. допускают более высокое значение дефо-
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №3 (103) 2011 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №3 (103) 2011
угл. мин мм
11 Г 1,1
10 - 1,0
9 - 0,9
8 - 0,8
7 - 0,7
6 - 0,6
5 - 0,5
4 - 0,4
3 - 0,3
9,38 10,42
8,69
8,17 >шз
а шз /
0,43 >—— / 0,52
(V < !>—- 0,47
23,5 24 24,5 25 25,5 26 26,5 27 27,5 28 28,5 29 тс 30
Ро ------------------►
Рис. 3. График зависимости прогиба $ и угла поворота сечения оси р от осевой нагрузки ро
рмации шейки оси колесной пары в условиях эксплуатации.
Библиографический список
1. Гапанович, В. А. Белая книга ОАО «РЖД»: Стратегические направления научно-технического развития компании [Текст] / В. А. Гапанович // Железнодорожный транспорт. — 2007. — № 8. — С. 2 — 6.
2. Саперов, А. В. Как повысить надежность буксового узла? / А В. Саперов // Вагоны и вагонное хозяйство. — 2009. — № 3. — С. 13 — 15.
3. Щеглов, А. Г. Надежность буксового узла — гарантирована / А Г. Щеглов / Вагоны и вагонное хозяйство. — 2010. — № 4. — С. 27.
4. Сергеев, К. А. Повышение работоспособности буксового узла с кассетным подшипником / К. А. Сергеев, А. Н. Францев // Железнодорожный транспорт. — 2008. — № 7. —
С. 58 — 62.
5. Расчет вагонов на прочность [Текст] / С. В. Вершинский [и др.] ; под ред. Л. А. Шадура. — Изд. 2-е. — М. : Машиностроение, 1971. — 432 с.
6. ГОСТ 22780-93. Оси для вагонов железных дорог колеи 1520 (1524) мм. Типы, параметры и размеры [Текст]. Введ. 1995-01-01. — М. : Изд-во стандартов, 1995. — 16 с.
7. Беляев, Н. М. Сопротивление материалов / Н. М. Беляев. — М. : Главная редакция физико-математической литературы изд-ва «Наука», 1976. — 608 с.
8. Волков, Н. Н. Подшипники качения колесных пар вагонов и локомотивов / Н. Н. Волков, Н. В. Родзевич. — М. : Машиностроение, 1972. — 168 с.
9. Решетов, Д. Н. Детали машин : учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов / Д. Н. Решетов. — М. : Машиностроение, 1989. — 496 с.
БОРОДИН Анатолий Васильевич, доктор технических наук, профессор (Россия), заведующий кафедрой «Теория механизмов и детали машин».
Адрес для переписки: е-шаД: tmdm@omgups.ru КОВАЛЁВ Михаил Игоревич, аспирант кафедры «Теория механизмов и детали машин».
Адрес для переписки: е-шаП: mk4sci@gmail.co
Статья поступила в редакцию 27.05.2011 г.
©А. В. Бородин, М. И. Ковалёв
Книжная полка
Ибрагимов, И. М. Основы компьютерного моделирования наносистем : учеб. пособие для вузов / И. М. Ибрагимов, А. Н. Ковшов, Ю. Ф. Назаров. - М. : Лань, 2010. - 384 с. - 1БВЫ 978-5-8114-1032-3.
Представлены основные положения моделирования систем на различных иерархических уровнях строения вещества по схеме «снизу вверх» (атомная структура, молекулы, супрамолекулярные системы и нанокластеры) и рассмотрены взаимодействия частиц на таких уровнях. Систематизированы основные методы вычислительной нанотехнологии: квантовомеханические расчеты «из первых принципов» и методы, основанные на положениях молекулярной динамики и моделях Монте-Карло. Изложены способы молекулярной самосборки и методы многомасштабного моделирования материалов и процессов. Приведен обзор программного обеспечения моделирования наносистем. Для студентов вузов и специалистов в области вычислительной нанотехнологии.
