CC BY
11
УДК 625.03
В. А. Нехаев, В. А. Николаев1, Е. Г. Леоненко2
Омский государственный университет путей сообщения (ОмГУПС), г. Омск, Российская Федерация;
2Красноярский институт железнодорожного транспорта - филиал Иркутского государственного университета
путей сообщения, г. Красноярск, Российская Федерация
ВЛИЯНИЕ СИЛ СУХОГО ТРЕНИЯ НА УСТОЙЧИВОСТЬ ДВИЖЕНИЯ ГРУЗОВОГО ВАГОНА
Аннотация. В статье рассмотрены динамические процессы колебательной системы «вагон - путь», сформирована ее математическая модель и установлены ее особенности. Произведен анализ существующих подходов к рассмотрению влияния диссипативных сил на устойчивость подвижного состава, выявлены их недостатки. При составлении уравнений динамического процесса важно при рассмотрении кинетической и потенциальной энергии исходить из их точных выражений, т. е. учитывать связь между обобщенными координатами, что позволит детально рассмотреть процесс колебаний подвижного состава.
Найдена зона автопараметрического резонанса. Установлено, что силы сухого трения не препятствуют параметрическому резонансу. Составлены динамические уравнения с учетом сил рассеяния, возникающих в местах контакта элементов конструкции вагона. Определено влияние сил сухого трения на критический коэффициент параметрического возбуждения.
Определены области динамической неустойчивости вагона при движении по железнодорожному пути с различными характеристиками. Выявлены особенности поведения системы при влиянии сил сухого трения. Установлено, что силы сухого трения не уменьшают амплитуду подпрыгивания и могут привести к увеличению колебаний боковой качки за счет перекачки энергии.
Ключевые слова: вагон, диссипативные силы, колебания подпрыгивания, боковая качка, сухое трение, устойчивость движения.
Viktor A. Nekhaev, Viktor A. Nikolaev1, Elena G. Leonenko2
!Omsk State Transport University (OSTU), Omsk, the Russian Federation;
2Krasnoyarsk Institute of Railway Transport - branch of the Irkutsk State Transport University,
Krasnoyarsk, the Russian Federation
INFLUENCE OF DRY FRICTION FORCES ON STABILITY MOVEMENT OF FREIGHT CARS
Abstract. The article considers the dynamic processes of the oscillatory system «wagon - way», its mathematical model is formed and its features are established. The analysis of existing approaches to the consideration of the influence of dissipative forces on the stability of rolling stock is carried out, their shortcomings are revealed. When composing dynamic process equations, it is important to proceedfrom their exact expressions when considering kinetic and potential energy, i. e. to take into account the relationship between generalized coordinates, which will allow us to consider in detail the process of rolling stock oscillations.
The zone of autoparametric resonance is found. It is established that dry friction forces do not interfere with parametric resonance. Dynamic equations are compiled taking into account the scattering forces arising in the contact points of the structural elements of the car. The influence of dry friction forces on the critical coefficient ofparametric excitation is determined.
The areas of dynamic instability of a car when moving along a railway track with different characteristics are determined. The features of the behavior of the system under the influence of dry friction forces are revealed. It is established that dry friction forces do not reduce the amplitude of bouncing and can lead to an increase in lateral pitching vibrations due to energy pumping.
Keywords: freight car, dissipative forces, bouncing oscillations, rolling, dry friction, motion stability.
Динамические процессы взаимодействия подвижного состава и пути точно описываются нелинейными дифференциальными уравнениями. Однако вследствие значительных математических трудностей, возникающих при решении нелинейных задач, наибольшее число прак-
тически важных результатов получено на основе линейной теории. Для многих задач динамики линейные дифференциальные уравнения не только правильно описывают наиболее существенные стороны изучаемого явления, но и имеют некоторое экспериментальное обоснование. В данном случае будем считать железнодорожный путь по его протяженности равно-упругим, что позволит не затемнять процессы параметрического взаимодействия колебаний подпрыгивания и боковой качки цистерны.
Проблема исследования динамического поведения узлов железнодорожного экипажа при его движении по пути имеет высокую значимость при определении устойчивости движения при различных скоростях и характеристиках подвижного состава. При составлении уравнений динамического процесса важно при рассмотрении кинетической и потенциальной энергии исходить из их точных выражений, т. е. учитывать связь между обобщенными координатами, что позволит детально рассмотреть процесс колебаний подвижного состава.
Большинство исследователей сразу получают линеаризованные уравнения, например, заменяя дугу хордой, что затеняет фактическое положение вагона и может привести к ошибкам при расчете значений, влияющих на динамику экипажа, и оказать существенное влияние на оценку его устойчивости [1, 2]. Поэтому при анализе колебательных процессов в задаче взаимодействия железнодорожных экипажей и пути важным моментом является не только учет неупругих сопротивлений, но и выбор частной теории, учитывающей рассеяние механической энергии при колебаниях вагона [3 - 5].
Необходимо более глубоко исследовать эти явления. Часть сил можно учесть и рассмотреть в реальной конструкции подвижного состава только при учете малых членов высшего порядка в разложениях кинетической и потенциальной энергии. Анализируя работы различных авторов, можно сделать заключение о том, что динамические процессы и колебания железнодорожных экипажей различного типа описываются подобными уравнениями, решения которых изучены недостаточно. В данной работе исследована динамика железнодорожного экипажа с учетом влияния диссипативных сил сухого трения в рессорном подвешивании.
При составлении уравнений приняты следующие допущения. Во-первых, чтобы не упустить качественной стороны вопроса, будем считать, что экипаж не совершает колебаний относа, хотя учет этого фактора вполне возможен, но качественная картина параметрического явления значительно усложнится. Во-вторых, траектории перемещения левого и правого колес колесной пары (возмущения на систему) примем одинаковыми, это уменьшит количество степеней свободы. В-третьих, учитывая, что в современных конструкциях вагона установлены скользуны постоянного контакта, будем полагать, что перевалка кузова на пятнике отсутствует, т. е. надрессорная балка и кузов движутся как единое целое.
Предположим при вертикальных и угловых колебаниях кузова кузов переместится на величину 2 и наклонится на угол (рисунок 1).
Кинетическая энергия системы слагается из кинетической энергии узлов железнодорожного экипажа. Для принятой расчетной схемы кинетическая энергия кузова как твердого тела равна сумме энергий в поступательном и вращательном движениях, т. е. определяется по известной формуле [6]:
Рисунок 1 - Расчетная схема потенциальной и кинетической энергии для экипажа с высоким центром тяжести
M О Jo
т = у^-2+h.)+jr<i>, (1)
\zk = z - h(1 - cosp)
где \ - перемещения центра тяжести обрессоренных масс (надрессорной
[ Ук =-h sin(.
балки и кузова относительно осей z и y соответственно (центр тяжести перемещается по дуге). Дифференцируя по времени эти перемещения и подставляя их в выражение (1), получим:
T = 1 [Mz2 + (Jx + Mh2 )рр2 ]- MhqÉ sin p, (2)
здесь M - масса кузова вагона; Jx - момент инерции относительно продольной оси вагона; h - расстояние центра масс до центра рессорного подвешивания.
Слагаемое MMhpz sin р в уравнении (2) характеризует кинематическую связь колебаний
боковой качки и подпрыгивания. Для малых колебаний, когда угол р < 7°, выражение (2) может быть линеаризовано, т. е. можно принять sinp & р и cosp « 1, тогда
Т = 1 [mz 2 + (Jx + Mh1 )ф2 ]-Mhppzp. (3)
Для вычисления потенциальной энергии необходимо определить прогибы рессор (движение системы будем считать линеаризованным):
|А! = z - bp- zл; (4)
[Д 2 = z + bP- zn .
Составляя уравнение потенциальной энергии, необходимо учесть, что при повороте кузова вокруг продольной оси симметрии, проходящей через точку О1, сила тяжести совершит соответствующую работу, тогда
П = А + — (2z2 + 2b2р2 + z2n + z2n - 2zz - 2zz + 2bpz -2bpz ), (5)
2 л n Л n
где ж - жесткость рессорного комплекта; 2b - база тележки вагона; zn, zn - перемещения ле-
2
, Mghpг _
вого и правого колес соответствующей колесной пары; А «-----работа, совершаемая
при перемещении экипажа.
Обратившись к алгоритму Лагранжа второго рода [6, 7], составим систему дифференциальных уравнений, которые позволят детально рассмотреть колебания подвижного состава с высоким центром тяжести с учетом параметрического взаимодействия между подсистемами:
\Ш - Mh(pp + р2) + 2жг
--л + п ;
2 2 (6) (Зх + Mh )р + (2жЬ - Mgh - ШИ)р - -жЬ2л + жЬ2п.
Обозначим:
2 2 ж 2 _ 2 жЬ 2 - Mgh Mgh 2 = 2жЬ2
®on = -тт; ® = —--TTl—; 2а = -——2-v
- , ш ок — 0 ..¿-ОС — " -У — -
M Jx + MMh 2 2 жЬ 2 - Mgh Jx + Mh7
z + z
л n
F1(t) = -n-; F2(t) = v
2 ' 2 v ' 2 b
2z
2 n
2л
Тогда после несложных преобразований система (6) примет вид:
г - Щ>ф + ф2) + (О2опг = Fl ^)
2 — (7)
ф + (о*(1 - 2а" )Ф = ^). 8
В уравнениях (7) приняты во внимание малые члены высшего порядка в разложении выражений кинетической и потенциальной энергий. В эти уравнения легко ввести диссипатив-ные силы, присутствующие в системе. Второе слагаемое в первом уравнении системы (7) характеризует нелинейную инерцию экипажа в результате действия колебаний боковой качки на величину колебаний подпрыгивания, и, как следствие, h(фф + ф2).
Задача состоит в том, чтобы определить особенности поведения параметрической системы (7). Поставленный вопрос достаточно актуален и был частично рассмотрен А. М. Ляпуновым [8]. Он в научных трудах доказал, что подобное уравнение в системе (7) может иметь
два решения - устойчивое и неустойчивое - при сколь угодно малых величинах 2а(02к —.
8
С точки зрения эксплуатационных показателей подвижного состава это замечание играет важную роль. При расчетах в некоторых случаях дугу заменяют хордой из-за малых углов, что
может привести к ошибочным значениям расчетных параметров и, следовательно, к неверным
—
выводам. При условии 2а—= 0, что, естественно, возможно при отсутствии колебаний под-
8
прыгивания кузова, система уравнений будет обладать только устойчивыми решениями.
При условии следования экипажа по эталонному железнодорожному пути цистерна некоторым возмущающим движением выводится из положения равновесия, тогда поведение экипажа может быть следующим:
при движении происходит так называемое «биение», т. е. происходит перекачка энергии из колебаний подпрыгивания к колебания боковой качки;
колебания подпрыгивания и боковой качки не связаны между собой, перекачка энергии отсутствует, система несвязанная. Ввиду того, что колебания при наличии сухого трения происходят в точке «седло», можно сделать вывод о том, что действующие силы вертикально неустойчивы [9, 10].
Примем состояние пути ^ )ф 0 и ^ (^) = 0. При данном допущении малые угловые перемещения экипажа происходят неограниченно по времени, что приводит к возникновению
автопараметрических колебаний вагона с высоким расположением центра тяжести. Данные колебания можно исключить только двумя способами:
1) применением гасителей колебаний;
2) исключением попадания экипажа в зону резонанса демультипликатора, для чего необходимо подобрать параметры ходовой части экипажа так, чтобы (0п ф 2(0к. Результаты вычислений приведены на рисунке 2.
Отсюда можно сделать вывод: сухое трение не предотвращает разви-
Рисунок 2 - Главная зона автопараметрического резонанса тие параметрическ°г° резонанса, а
лишь ограничивает амплитуду боковых колебаний подвижного состава. Здесь нужно отметить, что, как установлено профессором В. В. Болотиным [6], нелинейность системы всегда ограничивает амплитуду колебаний. Полученные результаты согласуются с теорией уравнений, изложенной в работах [10, 11].
Нелинейные коэффициенты в уравнениях с параметрическим возбуждением не оказывают существенного влияния на расположение устойчивой области колебаний кузова экипажа. Напротив, при определении амплитуд установившихся колебаний необходимо учитывать нелинейные величины в параметрических уравнениях возбуждения (на это указывалось выше).
Положим, что на систему действуют детерминированные возмущения при предположении, что неровности рельсовых нитей идентичны и изменяются по закону «cos pt». В этом случае вместо системы уравнений (7) вынужденные колебания кузова описываются следующими дифференциальными уравнениями:
if - h(( + ф2) + = colnH cos pt;
••2 о Z- (8)
Ф+^мФ-2№~ф = 0 h
где H - амплитуда возмущающего фактора, м; p =
2nv
17
частота внешнего воздействия;
V - скорость движения цистерны, м/с; 1Н- длина геометрической неровности на пути, м; /к2
- малый безразмерный коэффициент.
1,4
X
2Р
1,00
0,8
Л + /к 2
Решение системы уравнений (8) дает две области неустойчивости экипажа, результаты расчетов представлены в виде графика на рисунке 3. Отметим, что при расчетах приняты экспериментальные данные, полученные из анализа реальных случаев сходов подвижного состава. Динамическая неустойчивость системы имеет две области колебаний: одна расположена вблизи Я = о/2с0к, т. е. р = с0п, а вторая, когда Я = 2р, т. е. р = 2с0к.
При линеаризации потенциальной и кинетической энергии нельзя обнаружить колебания боковой качки, если р « 2с0к. В том случае, когда величина коэффициентов возбуждения становится велика, существует одна область неустойчивости.
Силы трения в рессорном подвешивании, действующие в точках контакта системы «железнодорожный экипаж - путь», зависят от множества факторов, которые в настоящее время недостаточно изучены в качественном и количественном отношениях.
Примерами являются трение между фрикционными клиньями и фрикционной планкой, между упомянутыми клиньями и боковыми наклонными поверхностями надрессорной балки. При этом величина сил сухого трения может зависеть от соотношения частот возмущающего воздействия и собственных частот колебаний экипажа. Существует также трение между рабочей поверхностью подошвы и рельсовым скреплением, между поверхностями шпалы и балластом балластной призмы, между нижней гранью рельса и подкладкой.
0
0,01
0,03
Рисунок 3 - Области динамической неустойчивости колебаний кузова (в = 0,5036492)
Помимо такого структурного демпфирования существует также внутреннее трение в элементах верхнего строения пути и балластной призмы.
В рессорных комплектах трехосных тележек при вертикальных колебаниях вагона силы сухого трения создают моменты трения, сопровождающиеся диссипацией энергии [12].
Рассмотрим влияние сил трения в упругом подвешивании вагона на характер его колебаний в вертикальной поперечной плоскости. В процессе движения подвижного состава по неравноупругому железнодорожному пути возникают колебания подпрыгивания, боковой качки и относа. Так как нас интересуют колебания вагона в вертикальной плоскости, то поперечные колебания относа здесь можно не принимать во внимание, однако учтем, что, как установлено еще в 30-х гг. прошлого века акад. В. П. Горячкиным [13], перекрестное трение снижает величину коэффициента трения при относительном движении тел (фрикционного клина в кармане надрессорной балки и фрикционной планки, закрепленной в проеме боковой рамы) в двух направлениях.
Итак, для оценивания влияния сил рассеяния на уровень колебаний вагона в динамическую систему (8) добавим силы сухого трения, в итоге получим:
2 - Щфф + ф2) + /о1^Г1(2 - Ьф - 2Л) + Sign(2 + Ьф - 2п)]+ О)20п2 = );
2 (9)
ф + /02Ь>[^п( 2 + Ьф - 2п ) - ^п( 2 - Ьф - 2л )]+ (°10 лф - 2^-ф = X
h
где /о1=1°; /о2= J + 12; ро- сила сухого трения.
Система дифференциальных уравнений (9) отличается от системы (8) наличием диссипа-тивных сил сухого трения и внешним возмущением, вызывающим боковую качку кузова.
Анализ системы (9) произведем методом численного интегрирования, для чего воспользуемся методом Рунге - Кутты четвертого порядка, заменив график силы сухого трения графиком арктангенса.
Расчет произведен для параметров полувагона при движении его в порожнем режиме. При расчете принято, что перемещения левого и правого колес равны друг другу, т. е. 2л = 2п.
На рисунке 4 представлена величина ускорений колебаний подпрыгивания в виде графика. Зона параметрического резонанса на рисунке 4 заштрихована. Характер колебаний боковой качки представлен на рисунке 5.
t
ч
ь
20 40 60 км/ч ЮО
V-
Рисунок 4 - Уровень ускорений подпрыгивания экипажа при демпфировании колебаний силами сухого трения (зона возбуждения интенсивных колебаний боковой качки заштрихована)
Силы сухого трения уменьшают колебания боковой качки, но когда система попадает в зону демультипликационного резонанса из-за наличия случайных возмущений при нарушении положения статического равновесия, колебания боковой качки интенсивно возрастают вследствие перекачки энергии подпрыгивания. Следовательно, в этой зоне амплитуды вертикальных ускорений колебаний подпрыгивания кузова и боковой качки недостаточно эффективно ограничиваются силами сухого трения, что отчетливо видно на рисунках 4 и 5.
Рисунок 5 - Характер решений уравнения (9) в зоне главного параметрического резонанса
Отметим, что при наличии отступлений верхнего строения пути, особенно в кривых участках пути, движение экипажа в таком режиме может привести к значительным колебаниям силы давления колеса на рельс и существенному снижению коэффициента запаса устойчивости против вкатывания гребня колеса на головку рельса.
Список литературы
1. Болотин, В. В. Динамическая устойчивость упругих систем / В. В. Болотин. - Москва : Гостехиздат, 1956. - 600 с. - Текст : непосредственный.
2. Ганиев, Р. Ф. Колебания твердых тел / Р. Ф. Ганиев, В. О. Кононенко. - Москва : Наука, 1976. - 432 с. - Текст : непосредственный.
3. Болотин, В. В. Колебания линейных систем. Вибрации в технике : справочник / В. В. Болотин. - Москва : Машиностроение, 1978. - Т. 1. - 352 с. - Текст : непосредственный.
4. Колебания нелинейных механических систем. Вибрации в технике : справочник / под ред. И. И. Блехмана. - Москва : Машиностроение, 1979. - Т. 2. - 351 с. - Текст : непосредственный.
5. Кононенко, В. О. Пространственные нелинейные колебания твердых тел / В. О. Кононенко. - Текст : непосредственный // Прикладная механика. - 1969. - Т. V. - № 2.
6. Суслов, Г. К. Теоретическая механика / Г. К. Суслов. - Москва-Ленинград : Гостехиздат, 1946. - 656 с. - Текст : непосредственный.
7. Курс теоретической механики / под ред. К. С. Колесникова. - Москва : МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2002. - 736 с. - Текст : непосредственный.
8. Ляпунов, А. М. Общая задача об устойчивости движения / А. М. Ляпунов. - Москва-Ленинград : Гостехиздат, 1950. - 472 с. - Текст : непосредственный.
9. Николаев, В. А. Разработка методов аналитического конструирования квазиинвариантных систем рессорного подвешивания железнодорожных экипажей : специальность 05.22.07 «Подвижной состав железных дорог, тяга поездов и электрификация» : диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук / Николаев Виктор Александрович; Омский гос. ун-т путей сообщения. - Омск, 2003. - 371 с. - Текст : непосредственный.
10. Неравноупругость пути и динамика железнодорожного экипажа с учетом нелинейной связи между обобщенными координатами / В. А. Нехаев, В. А. Николаев [и др.]. - Алматы : Казахская академия транспорта и коммуникаций, 2014. - 134 с. - Текст : непосредственный.
11. Шмидт, Г. Параметрические колебания / Г. Шмидт. - Москва : Мир, 1978. - 336 с. -Текст : непосредственный.
12. Нехаев, В. А. Определение резонансных скоростей подвижного состава / В. А. Нехаев. - Текст : непосредственный // Известия Транссиба. - 2016. - № 4 (28). - С. 11-23.
13. Горячкин, В. П. Земледельческая механика / В. П. Горячкин // Собр. соч. - Москва : Сельхозгиз, 1937. - Т. 2. - 258 с. - Текст : непосредственный.
References
1. Bolotin V.V. Dinamicheskaia ustoichivost' uprugikh sistem [Dynamic stability of elastic systems]. Moscow: Gostekhizdat Publ., 1956, 600 p. (In Russian).
2. Ganiev R.F., Kononenko V.O. Kolebaniya tverdih tel [Oscillations of rigid bodies]. Moscow: Nauka Publ., 1976, 432 p. (In Russian).
3. Bolotin V.V. Kolebaniia lineinykh sistem. Vibratsii v tekhnike: Spravochnik (Oscillations of linear systems. Vibration in technology). Moscow: Mashinostroenie Publ., 1978, vol. 1, 352 p. (In Russian).
4. Blekhmana I.I. Kolebaniia nelineinykh mekhanicheskikh sistem. Vibratsii v tekhnike: Spravochnik [Oscillations of nonlinear mechanical systems. Vibration in technology]. Moscow: Mashinostroenie Publ., 1979, vol. 2, 351 p. (In Russian).
5. Kononenko V.O. Spatial Nonlinear Oscillations of Solid. Prikladnaia mekhanika - Applied mechanics, 1969, vol. V, no. 2 (In Russian).
6. Suslov G.K. Teoreticheskaia mekhanika [Theoretical mechanics]. Moscow-Leningrad: Gostekhizdat Publ., 1946, 656 p. (In Russian).
7. Kolesnikov K.S. Kurs teoreticheskoi mekhaniki [Course of theoretical mechanics]. Moscow: MGTU Publ., 2002, 736 p. (In Russian).
8. Lyapunov A.M. Obschaya zadacha ob ustoichivosti dvijeniya [The general problem of motion stability]. Moscow-Leningrad: Gostekhizdat Publ., 1950, 472 p (In Russian).
9. Nikolaev V.A. Razrabotka metodov analiticheskogo konstruirovaniya kvaziinvariantnyh sistem ressornogo podveshivaniya zheleznodorozhnyh ekipazhej (Development of methods of analytical design of quasi-invariant systems of spring suspension of railway carriages). Doctor's thesis, Omsk, OSTU, 2003, 371 p. (In Russian).
10. Nekhaev V.A., Nikolaev V.A., Solonenko V.G., Makhmetova N.M. [Nonuniformity of the path and dynamics of the railway crew, taking into account the nonlinear connection between the generalized coordinates]. Almaty: KazATK Publ., 2014, 134 p. (In Russian).
11. Shmidt G. Parametricheskie kolebaniia [Parametric oscillations]. Moscow: Mir Publ., 1978, 337 p. (In Russian).
12. Nekhaev V.A. Determination of the resonant speeds of the rolling stock. Izvestiia Trans-siba - Journal of Transsib Railway Studies, 2016, no. 4(28), pp. 11-23 (In Russian).
13. Goryachkin V.P. Zemledel'cheskaia mekhanika [Agricultural mechanics]. Moscow: Selkhoz-giz Publ., 1937, vol. 2, 258 p. (In Russian).
ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРАХ
Нехаев Виктор Алексеевич
Омский государственный университет путей сообщения (ОмГУПС).
Маркса пр., д. 35, г. Омск, 644046, Российская Федерация.
Доктор технических наук, профессор.
Тел.: +7 (3812) 37-60-82.
E-mail: nehaevva@rambler.ru
INFORMATION ABOUT THE AUTHORS
Nekhaev Viktor Alekseevich
Omsk State Transport University (OSTU).
35, Marx av., Omsk, 644046, the Russian Federation.
Doctor Of Sciences in Engineering, Professor. Phone: +7 (3812) 37-60-82. E-mail: nehaevva@rambler.ru
20
ИЗВЕСТИЯ Транссиба 9
Николаев Виктор Александрович
Омский государственный университет путей сообщения (ОмГУПС).
Маркса пр., д. 35, г. Омск, 644046, Российская Федерация.
Доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Теоретическая и прикладная механика», ОмГУПС.
Тел.: +7 (3812) 37-60-82.
E-mail: nikolaev.nva1949@yandex.ru
Леоненко Елена Геннадьевна
Красноярский институт железнодорожного транспорта - филиал Иркутского государственного университета путей сообщения (КрИЖТ ИрГУПС).
Новая заря ул., д. 2и, г. Красноярск, 660028, Российская Федерация.
Преподаватель отделения «Электромеханическое», КрИЖТ ИрГУПС.
Тел.: +7 (391) 248-16-44.
E-mail: leonenko-eg@mail.ru
БИБЛИОГРАФИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ СТАТЬИ
Нехаев, В. А. Влияние сил сухого трения на устойчивость движения грузового вагона / В. А. Нехаев, В. А. Николаев, Е. Г. Леоненко. - Текст : непосредственный // Известия Транссиба. - 2022. -№ 3 (51). - С. 2 - 10.
Nikolaev Viktor Alexandrovich
Omsk State Transport University (OSTU).
35, Marx av., Omsk, 644046, the Russian Federation.
Doctor Of Sciences in Engineering, Professor, head of the department «Theoretical and applied mechanics», OSTU.
Phone: +7 (3812) 37-60-82.
E-mail: nikolaev.nva1949@yandex.ru
Leonenko Elena Gennadievna
Krasnoyarsk Institute of Railway Transport - branch of the Irkutsk State Transport University (KRIZHT ISTU).
2i, Novaya zarya st., Krasnoyarsk, 660028, the Russian Federation.
Teacher of the department of «Electromechanical», KRIZHT ISTU.
Phone: +7 (391) 248-16-44.
E-mail: leonenko-eg@mail.ru
BIBLIOGRAPHIC DESCRIPTION
Nekhaev V.A., Nikolaev V.A., Leonenko E.G. Influence of dry friction forces on stability movement of freight cars. Journal of Transsib Railway Studies, 2022, no. 3 (51), pp. 2-10 (In Russian).
УДК 629.471
И. И. Лакни
АО «Трансмашхолдинг» (ТМХ), г. Москва, Российская Федерация
АНАЛИТИЧЕСКАЯ ОЦЕНКА АВТОМАТИЗАЦИИ УПРАВЛЕНИЯ СОВРЕМЕННЫМ ЭЛЕКТРОВОЗОМ
Аннотация. Предметом рассмотрения статьи являются автоматизированные функции управления локомотивом на примере электровозов с целью оценки современного этапа развития интеллектуальной функциональности бортовых систем управления. В литературе часто говорят о создании «умного», или «цифрового» локомотива. Однако правильней говорить о внедрении кибернетических систем с обратными связями. Такие системы были на локомотиве с самого начала их появления и предназначались для автоматизации управления паром, позже для управления автоматическими тормозами. Эти системы автоматики были механическими и пневмомеханическими. С появлением электровозов внедряются электрические системы автоматики на базе электрических аппаратов, релейных схем, которые со временем заменяются на диодные, транзисторные схемы управления. Позже стали использоваться цифровые и аналоговые микросхемы. Современный этап развития автоматики связан с бортовыми микропроцессорными системами управления.
Автором предлагается интеллектуальные функции локомотива разбить на семь направлений, по каждому из которых оценить их реализацию: автоведение поезда, управление приводом и тормозами, диагностика, сбор аварийных схем, обеспечение безопасности движения поездов, управление комфортом работы локомотивной бригады.
Энтропию пространства интеллектуальных функций предлагается оценить по доработанной формуле Шеннона, где кроме вероятности востребованности функции за одну поездку учитывать степень повышения автоматизации процесса управления.
В результате анализа показано, что интеллектуальные функции локомотива развивались уже в XIX в., на сегодняшний день степень их реализации можно оценить в 60 %, а полную реализацию можно ожидать к середине XXI в. Результаты расчета сведены в две таблицы и один динамический график. Сделан вывод о том, что «интеллектуальный» локомотив есть этап эволюционного развития автоматизированных систем управления локомотивом.
Ключевые слова: локомотивы, системы управления, автоматизация, степень реализации интеллектуальных функций.
