Анализ работоспособности самозатягивающихся гаек узлов крепления рельсовых стыков Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

DOI: 10.18721/JEST.230220 УДК 625.143.4:621.882.3-592.356

В.Г. Артюх1, А.А. Никитченко2, Н.В. Подгорная3, И.Н. Чигарева4, Н.В. Чернышева5

1, 3, 4, 5 — Санкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого, Санкт-Петербург, Российская Федерация

2 — Тихвинский вагоностроительный завод, г. Тихвин, Российская Федерация

АНАЛИЗ РАБОТОСПОСОБНОСТИ САМОЗАТЯГИВАЮЩИХСЯ ГАЕК УЗЛОВ КРЕПЛЕНИЯ РЕЛЬСОВЫХ СТЫКОВ

В статье дается оценка функциональным качествам самоподкручивающихся гаек, разработанных в ООО ТД «Агропромимпекс — 2000». Цель статьи — изучение влияния конструктивных параметров гайки на ее функциональные свойства. Основным функциональным свойством данной гайки является самоторможение при отсутствии осевых сил. Это свойство обеспечивается тем, что гайка совместно с болтом представляет собой предварительно напряженную пару, в которой постоянно действующее предварительное нагружение создается гарантированным натягом. Второе функциональное свойство гайки — ее способность к самозатягиванию под нагрузкой в случае, если эта нагрузка уменьшается. Выявлены условия самоподкручивания — силовые и деформационные; сделаны предложения по улучшению качества самоподкручивания, а также прочности соединения (болтов и самоподкручивающихся гаек). Исследованная самозатягивающаяся гайка признана перспективной как для магистральных, так и для промышленных рельсовых путей. Определены направления дальнейших исследований самозатягивающейся гайки. Совершенствование гайки должно идти по пути уменьшения ее веса, увеличения прочности и долговечности.

гайка; рельсовый стык; резьбовое соединение; самоподкручивание; предварительная затяжка; деформация.

Ссылка при цитировании:

В.Г. Артюх, А.А. Никитченко, Н.В. Подгорная, И.Н. Чигарева, Н.В. Чернышева. Анализ работоспособности самозатягивающихся гаек узлов крепления рельсовых стыков // Научно-технические ведомости СПбПУ. Естественные и инженерные науки. 2017. Т. 23. № 2. С. 223—233. DOI: 10.18721/JEST.230220

V.G. Artiukh1, A.A. Nikitchenko2, N.V. Podgornaya3, I.N. Chigareva4, N.V. Chernysheva5

1, 3, 4, 5 — Peter the Great St. Petersburg polytechnic university, Saint-Peterburg, Russian Federation

2 — Tikhvin railway car bailding plant, Tikhvin, Russian Federation

ANALYSIS OF THE WORKING EFFICIENCY OF SELF-LEAKING GAUK NODES OF FASTENING THE RAIL JOBS

The paper presents an assessment of the functional qualities of self-tightening nuts developed in «Agro-promimpeks-2000» Trade House Ltd. The goal of the article is in studying the influence of the design parameters of a nut on its functional properties. The main functional property of this nut is self-retardation in the absence of axial forces. This property is provided because the nut together with the screw bolt represents a previously strained couple in which permanent preliminary loading is provided with guaranteed tightness. The second functional property of the nut is its ability to self-tighten under loading in case this loading decreases. The self-tightening conditions are revealed, which are force and deformation; suggestions for improving the quality of self-tightening, and also connection durability are given (for bolts and self-tightening nuts). The studied self-tightening nut is recognized as promising both for mainline and industrial tracks. We have identified the future directions of studying the self-tightening nuts. The nut could be improved by reducing its weight and increasing its strength and durability. nut; rail joint; threaded connection; self-screwing; pre-tightening; deformation.

Citation:

V.G. Artiukh, A.A. Nikitchenko, N.V. Podgornaya, I.N. Chigareva, N.V. Chernysheva, Analysis of the working efficiency of self-leaking gauk nodes of fastening the rail jobs, St. Petersburg polytechnic university journal of engineering sciences and technology, 23 (02) (2017) 223-233, DOI: 10.18721/JEST.230220

Введение

Путевое хозяйство как промышленных предприятий, так и магистральных железных дорог предъявляет повышенные требования к надежности работы его элементов. Одним из самых ответственных узлов пути является узел рельсовых стыков [1—5]. Этот узел подвержен динамическим нагрузкам, связанным с геометрическими несовершенствами пути и несовершенствами амортизации. Результат такого воздействия — повышенная выработка деталей рельсовых стыков: износ накладок, гаек, болтов, появление зазоров в соединениях [6—9].

Появление зазоров может быть связано как с износом деталей и вибрациями (приводящими к откручиванию гаек), так и с перегрузками узла, когда в болтах появляются текучесть и остаточные деформации. Узлы крепления, в которых появились зазоры, становятся источником дополнительных динамических нагрузок, поэтому зазоры желательно устранять [10]. В этом направлении есть два основных пути:

а) установка энергоемких упругих элементов, обеспечивающих только упругие деформации соединения1 [11, 12];

б) разработка и внедрение самотормозящихся и самоподкручивающихся гаек, обеспечивающих отсутствие зазоров в соединениях при соответствующем выборе параметров резьбового соединения [14, 15].

Последнее решение может оказаться универсальным и экономически более выгодным, чем установка энергоемких элементов.

Настоящая работа должна дать оценку функциональным качествам самоподкручивающихся гаек, предоставленных ООО ТД «Агропромим-пекс — 2000»2,3 . Исследования выполнялись

1 Патент на полезную модель 88684 РФ, МПК Е 01 В 11/54. Стыковая накладка / Говоров В.В. (РФ) // № 2009128086/22. Заявл. 20.07.2009. Опубл. 20.11.2009.

2 Патент 40711 А (Украша), МКВ F 16 В 37/08. Гайка / Котков Г.1., Бичш С.В., Коршунова З.З., Тер-Нерсесьянц А.Е., Бойко О.С. (Украша) // № 2001063956. Заявлено 11.06.2001. Опубл. 15.08.2001. Бюл. № 7. 3 с.

3 Патент 2199035 РФ, МПК 7F 16B 37/12 A, 7B 21F 35/00 B, 7B 21F 3/04 B, 7B 21H 3/08 B, 7B 21D

11/06 B. Пружинная гайка и способ изготовления

в лаборатории «Сопротивление материалов» ФГАОУ ВО «СПбПУ».

Расчеты должны выявить условия самоподкручивания — силовые и деформационные, дать предложения по улучшению (если это необходимо) качества самоподкручивания, а также прочности соединения (болтов и самоподкручивающихся гаек).

Цель работы — изучение влияния конструктивных параметров гайки на ее функциональные свойства. Основное функциональное свойство данной гайки (рис. 1) — самоторможение при отсутствии осевых сил, то есть при наличии зазоров в соединениях. Это свойство обеспечивается тем, что гайка совместно с болтом представляет собой предварительно напряженную пару [13—16], в которой постоянно действующее предварительное нагружение обеспечивается гарантированным натягом.

Вторым функциональным свойством гайки является ее способность к самоподкручиванию (самозатягиванию) под нагрузкой в случае, если эта нагрузка уменьшается, что может вызываться износом контактных поверхностей соединения.

Задачи настоящего исследования: установление зависимости между размерами элементов гайки и основными функциональными свойствами; разработка рекомендаций по изменению размеров, материалов, оптимизации усилия затяжки, а также рекомендаций по уменьшению металлоемкости гайки при сохранении основных функциональных свойств4 [17].

Материал и методика работы

Если сила в соединении уменьшается (вытяжка болта, износ деталей соединения и т. д.), то принято в таких соединениях восстанавливать затяжку. Это можно сделать подкручиванием гайки (в идеальном случае — самоподкручиванием).

пружинных гаек / Котиков Г.И., Бычин С.В., Коршунова З.З., Тер-Нерсесьянц А.Е., Бойко О.С. (Украша) // №2001132104/28. Заявлено 29.11.2001. Опубл. 2003.

4 Kitaeva D.A., Rudaev Ya.I., Ordobaev B.S., Abdykeeva Sh.S. Modeling of concrete behavior under compression // Applied Mechanics and Materials. 2015. Vol. 725-726. P. 623-628.

Попытаемся установить условия самоподкручивания.

Со стороны прижимной планки на гайку может действовать момент, максимальное значение которого

Мп

■■ Рг f

А 'г ./п.

(1)

Здесь Мпл — максимально возможное значение момента, приложенного к гайке по условиям трения; Р — сила затяжки гайки (между гайкой и планкой); гг — радиус буртика гайки, касающегося планки; /пл — коэффициент трения между планкой и буртиком гайки.

Необходимым условием самоподкручивания гайки является ликвидация натяга между ней и винтом, то есть в результате раскручивания витков гайки диаметр ее должен увеличиться настолько, чтобы исчезло предварительное напряжение (натяг).

Есть и второе условие: момент Мпл должен быть достаточным для преодоления силы трения в резьбе, вызванной силой затяжки Р.

Расчетное исследование

Остановимся более подробно на первом условии. Увеличение диаметра гайки, необходимое для подкручивания (и откручивания), должно быть не менее максимального натяга

Д Д > 5шах.

Для заданной гайки 8шах = 0,4 мм.

Теперь попытаемся связать увеличение диаметра с приложенным моментом. Угол 0 поворота сечения витка, к которому приложена сила Р, можно найти при помощи интеграла Мора

9max MpM1

е= i Jds'

(2)

где Мр = М — момент, создаваемый силой Р; М1 = 1 — единичный момент; Е = 2 • 105 МПа —

нормальный модуль упругости для стали;

г ЬНЪ

и х =--осевой момент инерции;

12

ds = ^ d 9,

где Д0 — средний диаметр витка гайки; Дв„ + Д 44 + 26

Дс:

35 мм.

Рис. 1. Самозатягивающаяся гайка Fig. 1. Self-tightening nut

b = 10 мм: h

Двн - Д 44 - 26

: 9 мм.

2 2

В выражении (2) под знаком интеграла все величины, кроме dф, — константы. С учетом этого получаем

ФтаХ = п,

0 2Е/х ' '

е=ММД0 9

где фшах = 2,75 • 2п = 5,5п — угол навивки (2,75 оборота);

» = 2.75 п

М Дс EJ„

(3)

Свяжем теперь угол поворота сечения с натягом 5шах.

Длина полосы, из которой навита гайка, остается неизменной при ее закручивании и раскручивании, то есть

ФшахД0 = (Фшах - 0 )( Д0 + Зшах^ (4)

или после преобразований

фтахД0 =фтахД0 - 0ДО + фтах5тах -ф5тах>

откуда

0ДО =5тах (фтах -0);

0До 0До

9max -е 5,5п-е"

(4)

Подставим (3) в(4) и получим

_ _ МД0

2ЕТХ - МДо

(5)

Решая уравнение (5) относительно М, получим

8шах 2ЕТх

М —

^шах^" х Д0 (Д0 +8шах )

(6)

Поскольку 5тах составляет около 1,0 % от Д0, то

(Д0+ 5тах) « До-

Тогда выражение (6) можно записать в первом приближении в виде

ЕТ 8

М — 2 х" шах

" ДО '

(6)

к' —

Двн - Д 40 - 26

= 7 мм.

т :

Отношение моментов инерции —

I — 0,47.

91

В знаменателе формулы (6) несколько умень-

шится величина Д0

ДО —

40 + 26 2

= 33 мм;

'Д0

Д

0 У

почти в два раза при уменьшении толщины гайки с9до 7 мм.

Попытаемся оценить абсолютную величину этоИ силы. Для этого сначала наИдем величину М (в существующем варианте исполнения).

Исходные параметры для расчета: Е = = 2-105 МПа = 2-1011 Н/м2; 5тах = 0,4 мм =

Ьк3

= 0,4-10-3 м; Д0 = 35 мм = 35-10-3 м; 1Х —-;

12

10 • 93

Ь = 10 мм; к = 9 мм; 1Х —- = 607, 55 мм4 =

' ' х 12 = 607,5-10-12 м4. Находим М:

М — 2

2-1011 • 607,5 •Ю-12 • 0,4 •Ю-3

Чем меньше значение момента, определяемого по формуле (6), тем меньшая сила затяжки требуется для реализации этого момента.

Как уменьшить требуемый момент Ми требуемую силу Р ?

Если исходить из формулы (6), то реальный путь только один — уменьшить жесткость на изгиб витка гайки. Для стальной гайки Е = = 2-105 МПа = сош1 — характеристика структурно нечувствительная.

Д0 меняется мало при изменении Jx за счет высоты сечения к.

В основном уменьшить М можно за счет уменьшения к; при этом Jx уменьшится в третьей степени. Рассмотрим пример такого уменьшения. Пусть внешний диаметр гайки уменьшен с Двн = 44 мм до Двн = 40 мм. При этом новая толщина витка

(35 •Ю-3)

(35•10" =0,793-102 = 79,3 Нм.

По формуле (1) находим усилие затяжки гайки р — М

г Г

г-'п;

Д 44

Здесь М = 79,3 Нм; гг = Двн — 44 = 22 мм = г 2 2 = 22-10-3 м;/= 0,15 для гайки с острыми зубцами без смазки.

Р —

79,3

22•Ю-3 • 0,15

= 24-103 Н = 24 кН5.

М' 0,47 .

Изменение момента: а —-—-= 0,53.

М 0,89

Другими словами, момент, требуемый для подкручивания гайки (и, соответственно, сила прижима ее к планке), уменьшается на 43 %, т. е.

Для гайки с тонким корпусом (ДВн = 40 мм) получим Р' ~ 0,53-24 = 12,7 кН. Малая величина требуемого для самоподтягивания усилия затяжки повышает надежность работы соединения. Сила Р' = 12,7 кН сравнима сдопуска-емыми усилиями сжатия упругих элементов крепления. Так, у шайбы Гровера для данного соединения Ргр ® 15 кН.

Другими словами, для перспективной тонкостенной гайки можно повысить эффективность самоподкручивания, установив под нее упругий элемент, стабилизирующий силу прижима при выработках деталей узла.

Выше было получено условие самоподтягивания, которое нужно рассматривать как совершенно необходимое, но недостаточное. До-

5 Эта величина может оказаться большей после

уточнения схемы нагружения витков гайки при под-

кручивании (например, нагружении не моментом,

а касательными к опорной поверхности гайки силами).

статочным условием будет превышение момента трения на планке над моментом трения в резьбе (в паре «болт — гайка»). То есть

Мпл > Мр, (7)

где

Мпл = РТг/пл; Мр = РГр/р. (8)

Теперь условие (7) приобретает вид

а напряжение изгиба в витке

г Т > г Т .

г^пл р-'р

(9)

0,135

м

М'

42

а —-

-6

Ж' 0,0817 •Ю = 514-10-6 Н/м2 = 514 МПа,

где

ж Ык£

10 • 72

10-9 = 81,7-10-9 =

Это условие не зависит от величины Р. Выполнению условия (9) способствует опирание гайки на выступающее ребро, т. е. гг > гр, что очень полезно.

Прочность витков гаек. Витки гайки работают в основном на изгиб, причем испытывают изгибающий момент, равный моменту откручивания (самоподкручивания). Для основного варианта гайки это момент М = 79,3 Нм.

Нормальные напряжения в гайке

_ М ^шах _ Ж >

х

где Щ. — осевой момент сопротивления сечения витка гайки.

Ьк2 10-92 _ ^ _ ю-9 = 0,16510-6 м3; х 6 6

79 3 Н

,3--106 _590-106Н = 590 МПа.

Это очень большие напряжения, вынуждающие применять для изготовления гайки высокопрочные материалы. К тому же, уточненный расчет потребует учета касательных напряжений при кручении.

Поперечное сечение витка имеет явные концентраторы напряжений (не опасные при изгибе и очень опасные при кручении).

Поскольку профиль резьбы существенно изменить невозможно, желательно применить более пластичный материал. Как правило, такие материалы имеют меньшую прочность. Для этого нужно снизить уровень напряжений.

Самый реальный путь — уменьшение толщины гайки. Выше рассматривался случай, когда к уменьшается с9до 7 мм. При этом момент

М' = 0,53-79,3 = 42 Нм,

6 6

= 0,0817-10-6 м3.

Натяг и радиальная сила в резьбе. Задача расчета — получить Рг в зависимости от параметров соединения (рис. 2).

Для получения радиальных сил от натяга и жесткости можно принять расчетную схему в виде гладкого стержня с навитой пружиной квадратного сечения (2,75 оборота).

Исходные данные: А — натяг, т. е. разность диаметров гайки и болта.

Введем понятие относительного натяга

еА — А, где й — диаметр болта; й = 27 мм. й

Начнем с условия совместности радиальных деформаций:

А = А8 + Аг,

где А8 — абсолютная радиальная деформация болта, мм; Аг — абсолютная радиальная деформация гайки, мм.

Если приравнять й8 ® йг, то можно записать

еА = е8 + ег (10)

В этом уравнении нам известна только деформация еА — А . Уравнение (10) содержит две й

неизвестные величины е8 и ег. Нужны еще уравнения деформаций. Рассмотрим деформации болта. Здесь возможны два крайних случая: а) болт считаем абсолютно жестким; тогда

е5—0;

£г -£А

(11)

б) болт считаем податливым, по всей длине нагруженным равномерным давлением р.

Тогда можно использовать обобщенный закон Гука:

1 г

+ а)];

е х— е |_а х + а

е х— е 1-а у -й(ах+а

)];

(12) 227

Рис. 2. Распределение сил в резьбе самозатягивающейся гайки Fig. 2. Distribution of forces in the threads of the self-tightening nut

s 7 = E [a 2 -И (a *+ a y)] •

7 E

В этих уравнениях ax = 0;

гу = sz + s8,

(13)

ay = az = -p. (14)

С учетом (13) и (14) получаем из уравнения (12)

(15)

.1 "И

г*=2РИ;

* E

Ч = -р-

(16)

Далее нужно рассмотреть деформации кольца, одетого с натягом на цилиндр, то есть нагруженного изнутри равномерным давлением р (рис. 3, а).

Для определения радиального перемещения Дг составим интеграл Мора:

5,5 п--0 2

1 2

А г =— f MMds.

г EJ* f p 1

(17)

* с

Здесь 5,5п-у — длина заготовки гайки; Мр —

изгибающий момент в произвольном сечении от единичной силы (рис. 3, б).

Вычисляем изгибающие моменты: Ma = fp у b|sin (a-9)d 9 =

= -pd0 b^cos (a-9)

dC

= pb-4-(1 -cosa);

Ma =p b-^(1 -cosa).

(18)

Здесь d0 — средний диаметр гайки d0 = d + Н = (27 + 10); Ь — общая ширина гайки.

d0

M1 = -ysm a;

(19)

ds = — d a. 2

Интегрирование можно вести в пределах от 0 до п по углу a, т. к. при больших углах отсутствует момент М1 (рис. 3, в):

1 п d 2 d 2

Аг = — fpb—(1 - cos a)—sin a da = г EJfF 4 V } 4

a

0

d

2 Л П

= pb-^^- — f (1 -cos a)sin ad a = y 4EJ 4 J '

4EJ 4

= p b

d04 (1 - cos a)2

16 EJ

:p b

16 EJ

Д г =p b

d

16 EJ

(20)

Относительная радиальная деформация

Дг , dp

ег = — = р b-0—.

г d 16 EJxd

(21)

es=P"

e г =pb

d44

16 EJxd

d

Приравнивая (21) и (22), получим

Д а

vT = Pb

d4

d 16ej

Отсюда следует

P =

AEJ.16 bd-4 '

З r bh3 Здесь Jx =-, откуда

12

P = -

AE • bh3-16 4AEh3

b•d^12

3d-4

Теперь рассмотрим совместно три формулы (10), (16) и (21):

eA =e5 +ег;

1 -к

Рис. 3. Расчетные схемы гайки: а — схема нагружения; б — схема от внешней нагрузки; в — схема от единичной нагрузки

Fig. 3. Calculation schemes of the nut: a — loading scheme; б — external load system loading; в — single load system loading

Поскольку d0 зависит от h, а d — величина стабильная, то лучше вместо d0 подставить d0 = = d + h. Тогда

В этих трех уравнениях содержатся три неизвестные — е5, ег и р; следовательно, они находятся из этих уравнений.

Уравнение (21) в рамках концепции об абсолютно жестком болте (в радиальном направлении) примет вид

P =

4 AEh

3

3 (d + h)

4

(26)

(22)

Это есть верхняя оценка нагрузки, не учитывающая деформации болта. Если принять Е = = 21011 Н/м2; к = 110-2 м; й = 2,710-2 м; А = = 0,110-3-0,410-3 м, то получим

(23)

2-1011 -(10-2 )3 (2,7 +1 )4-(10-2)

10-

(24)

(25)

— 8(0,1-0,4) .106 = 14,23-56,91 МПа.

3 • 3,74

Верхняя оценка давления — 14-56 МПа. Она пропорциональна фактическому натягу. Если нужно свести это в расчетной схеме к одной силе, то

Рг — пй 2,75Ь р — — 3,14• 27•Ю-3• 2,754•Ю-2 (14...56)106 —

0

2

_32640(1...4)Н _(32,6...130,6) кН.

Это верхняя оценка.

Чтобы получить нижнюю оценку, нужно совместно решить уравнения (10), (16) и(21):

1 - И и й)

ед-^^т1 —РЬ 0

или

еА—Р

откуда получаем

0

16Е/ й

1 -И

16 ЕТ й

р=

А46Е/х

й Ьй04 +(1 -ц)16Тх • й

Подставим сюда

—м!—ы3 •10-2 •(10-2) х 12 12

= 0,0833 ■ 10-8 = 83,3 ■ 10-11 м4.

Тогда

р=

4АЕЬк

3

Ьй04 + (1 -и)16Тхй

4• 2•Ю11 1 10-2(110-2) (0,1...0,4)10-3

1 10-2 (3,7 •Ю-2 )4 + (1 -0,27)16 • 83,3 •Ю-11

II

Сравним два слагаемых в знаменателе: 1= 187,440-10 11 = 97,340-10,

т. е. знаменатель со вторым слагаемым в 1,5 раза больше, чем без него.

Обсуждение результатов

Рассмотренная в статье гайка была изобретена в 2001 году6. Теоретические и экспериментальные исследования такой гайки до сих пор не проводились. Работа выполнена в рамках гранта РФФИ 16-08-00845а «Верификация и развитие моделей неупругого деформирования при пассивном нагружении».

Выводы

Для реализации эффекта самозатягивания необходимо выполнение нескольких условий: силового, геометрического и эксплуатационного.

Силовым условием самозатягивания является наличие предварительной затяжки гайки с определенной силой, зависящей в основном от предварительного натяга. Для натяга 0,2 мм на сторону минимальная сила затяжки (с которой начинается эффект самозатягивания) составляет примерно 15 кН. Для натяга 0,4 мм на сторону эта сила примерно равна 25 кН. Такие силы легко достижимы при закручивании гаек. Предпочтителен меньший натяг и меньшее граничное усилие самозатягивания.

Геометрическим условием самозатягивания является выполнение такой конфигурации гайки, при которой (после снятия начального натяга) момент на ее опорной поверхности превышает момент в резьбовом соединении.

Эксплуатационным условием самозатягивания служит наличие деформаций определенной величины, которую еще предстоит установить. Должны наблюдаться смещения отдельных деталей друг относительно друга. Это — тема дальнейших исследований (и испытаний) самозатягивающейся гайки.

Предоставленную для исследования самозатягивающуюся гайку следует признать перспективной как для магистральных, так и для промышленных путей. Дальнейшее совершенствование гайки может идти по пути снижения ее веса, повышения прочности и долговечности.

= 9,37-37,5 МПа.

6 Патент 2199035 РФ, МПК 7F 16В 37/12 А, 7В

2Ш 35/00 В, 7В 2^ 3/04 В, 7В 21Н 3/08 В, 7В 2Ш

11/06 В. Пружинная гайка и способ изготовления

пружинных гаек / Котиков Г.И., Бычин С.В., Коршу-

нова З.З., Тер-Нерсесьянц А.Е., Бойко О.С. (Украша)

// №2001132104/28. Заявлено 29.11.2001. Опубл. 2003.

3

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Безопасность при перевозке опасных грузов // Progressive Railroadink. 1991.- № 11. Р. 42, 44, 45.

2. Сергиенко Ю.В., Артюх Г.В., Чигарев В.В., Ар-тюх В.Г. Усталостная прочность сварных рельсовых стыков // Захист металургшних машин вщ поломок. Марiуполь. 2000. Вип. 5. С. 190-202.

3. Kreis R., Lisnychyi V.S. Applicability of Fs-All-Metal S elf-Lock Nuts for Railway Rolling Stock of 1520 mm Gauge // Наука та прогрес транспорту. 2016. № 5(65). С. 152-167.

4. Пожидаев Ю.А., Лычагина Т.С. Обеспечение надежности крепления рельсовых путей // В сб.: Научно-технический прогресс: актуальные и перспективные направления будущего (сборник материалов II Международной научно-практической конференции): В 2-х томах. 2016. С. 78-80.

5. Popovic Z., Lazarevic L., Vatin N. Railway gauge expansion in small radius curvature Procedia Engineering. 2015. 117(1). P. 846-853.

6. Блохин Е.П., Манашкин Е.А. Динамика поезда (нестационарные продольные колебания). М.: Транспорт, 1982. 222 с.

7. Демин Ю.В., Богомаз Г.И., Науменко Н.Е. Динамика машиностроительных и транспортных конструкций при нестационарных воздействиях. Киев: Наук. думка, 1995. 188 с.

8. Mohammed I. Matarneh, Nabeel S. Gharaibeh, Artyukh V.G. Effectiveness of Flexible Pin Type Couplings // International Journal of Engineering Science. and Innovative Technology (IJESIT). 2015. Vol. 4, Issue 2. Р. 1-7.

9. Nikitchenko A., Artiukh V., Shevchenko D., Pra-kash R. Evaluation of Interaction Between Flat Car and Container at Dynamic Coupling of Flat Cars. MATEC Web of Conferences. 2016. Vol. 73. 04008.

10. Артюх Г.В., Артюх В.Г. Функциональная прочность машин // Захист металургшних машин вщ поломок. Марiуполь. 2005. Вип. 8. С. 61-66.

11. Артюх В.Г., Артюх Г.В., Колосов В.Н. Квопро-су модернизации рельсовых креплений // Захист металургшних машин вщ поломок. Марiуполь. 2002. Вип. 6. С. 104-107.

12. Artiukh V., Raimberdiyev T., Mazur V. Use of CAE-Systems at Evaluation of Shock Absorbers for Metallurgical Equipment. MATEC Web of Conferences. 2016. Vol. 53, 01039.

13. Артюх В.Г. Предварительно напряженная пара как элемент предохранительного устройства // Вестник ПГТУ. Мариуполь. 1997. Вып. 3. С. 120-123.

14. Артюх В.Г. Предохранители с предварительно напряженными элементами // Удосконалення проце^в та обладнання обробки тиском в металургп i машинобудувант: Тематичний збiрник науко-вих праць. Краматорськ Слов'янськ. 2000. С. 391-395.

15. Артюх В.Г. О стабильности характеристик предварительно напряженных устройств // Захист металургшних машин вщ поломок. Марiуполь. 2000. Вип. 5. С. 98-104.

16. Артюх В. Г., Корихин Н.В., Мельников Б.Е., Семенов А.С., Раимбердиев Т. П. Предварительное напряжение как способ уменьшения накопления повреждений при циклическом нагружении // Известия МГТУ «МАМИ», серия «Естественные науки». Москва. 2015. № 2(24). Т. 4. С. 25-33.

17. Kitaeva D.A., Rudaev Ya.I., Ordobaev B.S., Abdykeeva Sh.S. Modeling of concrete behavior under compression // Applied Mechanics and Materials. 2015. Vol. 725-726. P. 623-628.

СВЕДЕНИЯ ОБ АВТОРАХ

АРТЮХ Виктор Геннадиевич — доктор технических наук профессор Санкт-Петербургского политехнического университета Петра Великого. 195251, Россия, г. Санкт-Петербург, Политехническая ул., 29. E-mail: [email protected]

НИКИТЧЕНКО Андрей Андреевич — кандидат технических наук инженер-конструктор Тихвинского вагоностроительного завода. Тихвин. E-mail: [email protected]

ПОДГОРНАЯ Надежда Вячеславовн — ^арший преподаватель Санкт-Петербургского политехнического университета Петра Великого. 195251, Россия, г. Санкт-Петербург, Политехническая ул., 29. E-mail: [email protected]

ЧИГАРЕВА Ирина Николаевна — старший преподаватель Санкт-Петербургского политехнического университета Петра Великого. 195251, Россия, г. Санкт-Петербург, Политехническая ул., 29. E-mail: [email protected]

ЧЕРНЫШЕВА Наталия Вячеславовна — кандидат технических наук доцент Санкт-Петербургского политехнического университета Петра Великого. 195251, Россия, г. Санкт-Петербург, Политехническая ул., 29. E-mail: [email protected]

REFERENCES

1. Bezopasnost pri perevozke opasnykh gruzov. Progressive Railroadink. 1991. № 11. R. 42, 44, 45. (rus.)

2. Sergiyenko Yu.V., Artyukh G.V., Chigarev V.V., Artyukh V.G. Ustalostnaya prochnost svarnykh relsovykh stykov. Zakhist metalurgiynikh mashin vid polomok. Mariupol. 2000. Vip. 5. S. 190-202. (ukr.)

3. Kreis R., Lisnychyi V.S. Applicability of Fs-All-Metal Self-Lock Nuts for Railway Rolling Stock of 1520 mm Gauge. Nauka ta progrès transportu. 2016. № 5(65). S. 152-167. (ukr.)

4. Pozhidayev Yu.A., Lychagina T.S. Obespecheniye nadezhnosti krepleniya relsovykh putey. Vsb.: Nauchno-tekhnicheskiy progress: aktualnyye i perspektivnyye napravleniya budushchego (sbornik materialov II Mezh-dunarodnoy nauchno-prakticheskoy konferentsii): V2-kh tomakh. 2016. S. 78-80. (rus.)

5. Popovic Z., Lazarevic L., Vatin N. Railway gauge expansion in small radius curvature. Procedia Engineering. 2015. 117(1), P. 846-853.

6. Blokhin Ye.P., Manashkin Ye.A. Dinamika poyezda (nestatsionarnyye prodolnyye kolebaniya).. M.: Transport, 1982. 222 s. (rus.)

7. Demin Yu.V., Bogomaz G.I., Naumenko N.Ye. Din-amika mashinostroitelnykh i transportnykh konstruktsiy pri nestatsionarnykh vozdeystviyakh. K.: Nauk. dumka, 1995. 188 s. (ukr.)

8. Mohammed I. Matarneh, Nabeel S. Gharaibeh, Artyukh V.G. Effectiveness of Flexible Pin Type Couplings. International Journal of Engineering Science and Innovative Technology (IJESIT). 2015. Vol. 4, Issue 2. P. 1-7.

9. Nikitchenko A., Artiukh V., Shevchenko D., Prakash R. Evaluation of Interaction Between Flat Car and Container at Dynamic Coupling of Flat Cars. MATEC Web of Conferences. 2016. Vol. 73. 04008.

10. Artyukh G.V., Artyukh V.G. Funktsionalnaya prochnost mashin. Zakhist metalurgiynikh mashin vidpolo-mok. Mariupol. 2005. Vip. 8. S. 61-66. (ukr.)

11. Artyukh V.G., Artyukh G.V., Kolosov V.N. K vo-prosu modernizatsii relsovykh krepleniy. Zakhist metalurgiynikh mashin vid polomok. Mariupol. 2002. Vip. 6. S. 104-107.

12. Artiukh V., Raimberdiyev T., Mazur V. Use of CAE- Systems at Evaluation of Shock Absorbers for Metallurgical Equipment. MATEC Web of Conferences. 2016. Vol. 53. 01039.

13. Artyukh V.G. Predvaritelno napryazhennaya para kak element predokhranitelnogo ustroystva. Vestnik PGTU. Mariupol, 1997. Vyp. 3. S. 120-123.

14. Artyukh V.G. Predokhraniteli s predvaritelno napryazhennymi elementami. Udoskonalennya protsesiv ta obladnannya obrobki tiskom v metalurgii i mashinobuduvanni: Tematichniy zbirnik naukovikh prats. Kramatorsk Slov'yansk. 2000. S. 391-395. (ukr.)

15. Artyukh V.G. O stabilnosti kharakteristik predva-ritelno napryazhennykh ustroystv. Zakhist metalurgiynikh mashin vid polomok. Mariupol. 2000. Vip. 5. S. 98-104. (ukr.)

16. Artyukh V.G., Korikhin N.V., Melnikov B.Ye.,

Semenov A.S., Raimberdiyev T.P. Predvaritelnoye napry-azheniye kak sposob umensheniya nakopleniya povrezh-deniy pri tsiklicheskom nagruzhenii. Izvestiya MGTU «MAMI». Seriya «Yestestvennyye nauki». Moskva. 2015. № 2(24). T. 4. S. 25-33. (rus.)

17. Kitaeva D.A., Rudaev Ya.I., Ordobaev B.S., Abdy-keeva Sh.S. Modeling of concrete behavior under compression. Applied Mechanics and Materials. 2015. Vols. 725-726. P. 623-628.

AUTHORS

ARTIUKH Viktor G. — Peter the Great St. Petersburg polytechnic university. Politechnicheskaya St., St. Petersburg, 195251, Russia. E-mail: [email protected]

NIKITCHENKO Andrei A. — Tikhvin Railway Car Building Plant. Tikhvin. E-mail: [email protected]

PODGORNAYA Nadezhda V. — Peter the Great St. Petersburg polytechnic university. Politechnicheskaya St., St. Petersburg, 195251, Russia. E-mail: [email protected]

CHIGAREVA Irina N. — Peter the Great St. Petersburg polytechnic university. Politechnicheskaya St., St. Petersburg, 195251, Russia. E-mail: [email protected]

CHERNYSHEVA Nataliia V. — Peter the Great St. Petersburg polytechnic university. Politechnicheskaya St., St. Petersburg, 195251, Russia. E-mail: [email protected]

Дата поступления статьи в редакцию: 05.04.2017.

© Санкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого, 2017