Динамика грузового вагона при нелинейных связях кузова с тележками

Целью динамики подвижного состава как отрасли науки является определение критериев безопасного движения, исключающих возможность сходов колес с рельсов, нагруженности конструкций кузовов, элементов ходовых частей и пути, а также комфорта пассажиров, локомотивных бригад и обслуживающего персонала.

В железнодорожной транспортной механике динамика занимает определяющую роль, т.к. на ее выводах базируются проектирование, ремонт и эксплуатация подвижного состава.

За последние 100 лет вместе с развитием железных дорог в России и в других странах динамика вагонов и поезда сделала громадные успехи благодаря исследованиям выдающихся отечественных и зарубежных ученых.

В настоящее время в России и других странах развита сеть научных и проектных организаций и железнодорожных вузов с громадным научным потенциалом. В России это ВНИИЖТ и его филиалы, ГосНЙИВ, вагоностроительные заводы, проектно-конструкторские бюро, университеты путей сообщения, академии транспорта.

На исследованиях этих организаций созданы Нормы проектирования подвижного состава и железнодорожного пути, правила технической эксплуатации и ремонта.

Казалось бы, столь обширные экспериментальные и теоретические исследования, проведенные в течение длительного периода времени, не оставляют места для дальнейших поисков новых методов динамического расчета вагонов.

Однако практика проектирования, эксплуатации и ремонта вагонов показала, что методы динамического расчета нуждаются в дальнейшем совершенствовании.

Это стало возможным благодаря внедрению в исследования современной компьютерной техники. Начиная с 60-ых годов уходящего века, исследователи ставили и решали все более сложные проблемы динамики вагонов и поезда,

Усложнение задач шло по пути детализации расчетных схем экипажей, которая приводила к необходимости интегрирования систем нелинейных дифференциальных уравнений высокого порядка. Увеличение мощности компьютерных средств делало возможным ставить и решать все более сложные технические и научные задачи.

Важнейшей проблемой железнодорожного транспорта, которая до сегодняшнего дня не получила научного завершения, является проблема предотвращения сходов колес подвижного состава с рельсов, Наиболее остро эта проблема стоит для грузовых вагонов.

Большинство типов грузовых вагонов имеют двухосные тележки ЦНМИ-ХЗ (заводской номер 18−100).

Несмотря на простую конструктивную схему такой тележки, математическая модель ее движения до настоящего времени не детализирована в той мере, в которой необходимо для анализа причин схода колес с рельсов.

Другой важнейшей проблемой, которая не получила научного решения, является проблема повышенного износа гребней колес и бокового износа рельсов.

Обе указанные проблемы требуют глубоких теоретических исследований на базе принципиально новых математических моделей вагонов, которые позволили бы обосновать причины сходов подвижного состава и повышенного износа колес и рельсов.

В этих проблемах до сих пор не выяснены предельно допустимые величины следующих параметров ходовых частей:

— углы фрикционных клиньев;

— величины возвышений фрикционных клиньев относительно нижней поверхности надрессорной балки тележки;

— величины продольных и поперечных зазоров в буксовых проемах, которые вследствие износов могут меняться в широких пределах;

— величины зазоров в скользунах.

При моделировании колебаний вагонов при движении в прямых и криволинейных участках необходимо исследовать влияние на безопасность и износы состояния железнодорожного пути:

— длины регулярных неровностей;

— возвышения рельсов в кривых участках;

— уширения колеи.

При проведении таких исследований необходимо разработать математическую модель грузового вагона, которая могла бы дать достоверную количественную оценку влияния перечисленных параметров тележки и пути на безопасность по сходу колес и износы колес и рельсов.

До настоящего времени криволинейное движение железнодорожных экипажей описывалось математическими моделями, уравнения которых построены в системе координат, движущейся по очертанию криволинейного участка пути. При этом колебания экипажа рассматриваются относительно этой подвижной системы.

Физически это означает, что экипаж движется в прямом участке, но испытывает инерционные нагрузки от ускорений, вызванных поворотом координатной системы.

В механику теория подвижных координат пришла из астрономии. Практическое воплощение в технике она получила в динамике летательных аппаратов, где по заданной траектории движения аппарата определяются силы, действующие на него.

Вписывание экипажа в кривой участок происходит иначе.

Траектория каждого элемента вагона варанее неизвестна. Ее надо определить при движении колес с гребнями по пути заданной конфигурации.

Из кинематической теории качения одиночной колесной пары в круговой кривой известно, что она может двигаться без набегания гребнями на рельс при радиусе кривой порядка 1000 м.

При меньших радиусах всегда происходит набегание гребня на рельс, что вызывает их динамическое взаимодействие.

Направляющая (боковая) сила от рельса стремится развернуть колесные пары тележек по радиусу кривой и вследствие этого рамы тележек и кузов также поворачиваются на необходимый угол.

Поэтому причиной действия сил инерции на кузов и ходовые части вагона при движении по кривой являются направляющие усилия в колее.

Надо также иметь в виду, что экипаж входит в криволинейный участок пути из прямого участка.

При разработке математической модели возмущения автор исходил из идеи, предложенной профессором В, Д. Хусидовым, которая заключается в том, что уравнение криволинейного очертания пути может рассматриваться в динамической модели вагона как горизонтальная геометрическая неровность.

Кроме указанного, в математической модели движения грузового вагона автором разработан еще ряд принципиально новых положений, которые ранее не обсуждались и не ставились исследователями видимо по причине консервативности и стереотипа в постановке задач.

Во-первых, в модели дано детализированное описание работы фрикционного гасителя колебаний с учетом кинематики надрессорной балки, клина и боковой рамы тележки при пространственных колебаниях.

Во-вторых, предложена модель перевалки кузова на пятнике, на основе которой определяются реакции между скользунами кузова и тележек.

В-третьих, дано теоретическое описание процессов взаимодействия боковых рам с буксами колесных пар при закрытии продольных и поперечных зазоров в буксовых проемах.

В-четвертых, получены аналитические выражения для криволинейного очертания пути в той же системе координат, в которой записаны дифференциальные уравнения колебаний вагона. Это позволило по-новому представить задачу криволинейного движения экипажей без существенных допущений, сформулированных другими авторами.

Кроме указанного, в дифференциальных уравнениях модели все симметричные размеры и параметры жесткости и демпфирования предусмотрены неодинаковыми. Это сделано для того, чтобы в расчетах можно было учесть допуски или отказы элементов ходовых частей, например, излом пружин рессорных комплектов, износы клиньев, буксовых проемов, скользунов и т. п.

Заключая введение, можно отметить, что разработка детализированной математической модели грузового вагона, проведение исследований с целью выработки научно обоснованных критериев безопасности движения и снижения износов колес и рельсов является актуальной проблемой, решение которой имеет важное народно-хозяйственное значение .

5.6. Выводы по главе 5

1. С позиций обеспечения безопасности движения по сходу колес с рельсов в кривых радиусов 800−650 м максимальная скорость должна быть ограничена до 90−100 км/час. В кривой радиуса 350 м — до 60−70 км/час.

При указанных ограничениях скоростей движения возвышение фрикционных клиньев до 15 мм не вызывает опасных ситуаций по сходу колес.

— ш

2. Возвышение фрикционного клина в гасителе тележки 18−100 (ЦНИИ-ХЗ) до 15 мм снижает мощности сил трения на гребнях колес, что должно привести к снижению интенсивности их износов, особенно заметно это снижение в крутых кривых радиусов 650−350 м.

В пологих кривых возвышения фрикционных клиньев приводят к возрастанию уровня боковых сил на гребнях колес и рамных сил.

3. Для обеспечения безопасности движения по сходу и допустимого уровня боковых и рамных сил значения продольных и поперечных зазоров в буксовых проемах тележки должны ограничиваться соответственно величинами 14 и 8 мм на сторону.

4. Рациональной величиной зазоров в скользунах является величина 6 мм. В эксплуатации по мере износов трущихся поверхностей может быть допущена предельная величина зазоров 12−14 мм.

5. Существующие нормы возвышений наружных рельсов в кривых неоправданно велики.

Расчетами установлено, что в крутых кривых радиусов 350 м рациональной величиной возвышения является 60 мм. В пологих кривых она может быть уменьшена до 40 мм.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Проведенный анализ исследований показал, что имеется практическая необходимость в разработке математической модели грузового вагона, описывающей пространственные колебания в прямых и в криволинейных участках пути.

2. В диссертации разработана пространственная расчетная схема грузового вагона и составлены дифференциальные уравнения, учитывающие основные конструктивные особенности ходовых частей, к которым относятся:

— фрикционные гасители двухосного действия, реализующие трение по двум поверхностям клиньев;

— зазоры в скользунах и в буксовых проемах тележек, закрытие которых приводит к ударным силам взаимодействия;

— плоские опорные поверхности пятников и подпятников, наличие которых моделируется поперечным смещением вертикальной реакции при перевалке кузова;

— нелинейный профиль колеса, состоящий из двух линейных участков (обода и гребня), соединенных параболической кривой (выкружкой);

— зазоры в рельсовой колее.

3. Получены аналитические выражения, описывающие боковые отклонения рельсов от прямолинейного положения в переходных и круговых кривых в той же системе координат, в которой написаны дифференциальные уравнения колебаний вагона.

Это позволило описать движение вагона по криволинейным участкам пути как движение по горизонтальным геометрическим неровностям. Такой подход позволил разработать общую математическую модель

— шгрузового вагона, которая описывает движение как в прямых, так и в криволинейных участках.

4. При описании сил сухого трения, имеющих упругую и пластическую стадии скольжения, дана новая трактовка движения, учитывающая «остановку» скольжения.

5. Предложена процедура численного интегрирования дифференциальных уравнений модели и определения спектра собственных частот для линеаризованной задачи, включающая симметризацию частотной матрицы.

6. На основе предложенной математической модели разработан программный вычислительный комплекс для ПВМ, позволяющий проводить широкие исследования динамических качеств грузовых вагонов при движении в прямых и криволинейных участках пути.

При компьютерном моделировании исследуются все динамические процессы, протекающие при движении вагона, такие как:

— силы, ускорения, скорости, перемещения;

— пространственные траектории колесных пар в рельсовой колее, позволяющие анализировать процесс вкатывали колеса гребнем на головку рельса (прослеживать возможность схода);

— определять мощности сил трения в контакте колес и рельсов, характеризующие износ.

7. Для линеаризованной модели грузового вагона определены собственные частоты и формы колебаний, что дает представление о резонансных скоростях движения. Кроме того, решение задачи на собственные значения позволило обосновать верхнюю границу шага интегрирования. Разработанный алгоритм является составной частью программного комплекса для ПВМ.

— г/9

8. Сопоставление результатов расчета и эксперимента по рамным силам и коэффициентам вертикальной динамики на боковых рамах тележек показало их хорошее количественное и качественное совпадение, что свидетельствует о достоверности разработанной математической модели и программного комплекса для ПВМ.

9. Предложенные автором математическое описание работы фрикционного гасителя двухосного действия и анализ модельных задач показали, что силовые диаграммы фрикционного гасителя в вертикальном и горизонтальном направлениях существенно зависят от частот и фаз вертикальных и боковых колебаний вагона. Эти результаты получены и обсуждены впервые.

10. Расчетами установлено, что изменение величин заднего и переднего углов фрикционного клина против номинальных, равных соответственно 1,5 и 45 градусов, не приводит к заметному изменению динамических показателей вагона.

Характеристики фрикционного демпфера двухосного действия сильно зависят от частот и фаз вертикальных и боковых возмущений, вследствие чего фрикционный гаситель «пропускает» частоты выше двух герц.

11. Возвышение фрикционного клина в пределах 15 мм для груженого вагона не ухудшает динамических показателей и условий безопасности по сходу колес с рельсов.

12. С позиций обеспечения безопасности движения и минимального износа гребней колес величины продольных зазоров в буксовых проемах тележек могут находиться в пределах 12−14 мм, а поперечных зазоров — в пределах 6−8 мм.

13. Для обеспечения минимального уровня динамического воздействия на вагон и условий безопасности по сходу колес с рельсов рациональной величиной зазоров в скользунах является 6−8 мм.

— гго

14. Расчетами установлено, что определяющим фактором, влияющим на динамические показатели и безопасность движения, является состояние пути, т. е. амплитуды и длины неровностей рельсов.

Так при амплитудах неровностей рельсов 10 мм и длинах 25 м и более стандартная тележка типа ЦНИИ-ХЗ-0 (18−100) при движении в прямых участках имеет удовлетворительные динамические показатели в диапазоне скоростей до 140 км/час.

15. С позиций обеспечения безопасности движения по сходу колес с рельсов в кривых радиусов 800−650 м максимальная скорость должна быть ограничена до 90−100 км/час. В кривой радиуса 350 м — до 60−70 км/час.

При указанных ограничениях скоростей движения возвышение фрикционных клиньев до 15 мм не вызывает опасных ситуаций по сходу колес.

16. Возвышение фрикционного клина в гасителе тележки 18−100 (ЦНИИ-КЗ) до 15 мм снижает мощности сил трения на гребнях колес, что должно привести к снижению интенсивности их износов, особенно заметно это снижение в крутых кривых радиусов 650−350 м.

В пологих кривых возвышения фрикционных клиньев приводят к возрастанию уровня боковых сил на гребнях колес и рамных сил.

17. Для обеспечения безопасности движения по сходу и допустимого уровня боковых и рамных сил значения продольных и поперечных зазоров в буксовых проемах тележки должны ограничиваться соответственно величинами 14 и 8 мм на сторону.

18. Рациональной величиной зазоров в скользунах является величина 6 мм. В эксплуатации по мере износов трущихся поверхностей может быть допущена предельная величина зазоров 12−14 мм.

19. Существующие нормы возвышений наружных рельсов в кривых неоправданно велики.

Расчетами установлено, что в крутых кривых радиусов 350 м рациональной величиной возвышения является 60 мм. В пологих кривых она может быть уменьшена до 40 мм.

— гаг