Обоснование условий обработки железнодорожных колес повышенной твердости Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.01/.03; 629.4

А. А. Ражковский, В. В. Ядуванкин

ОБОСНОВАНИЕ УСЛОВИЙ ОБРАБОТКИ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫХ КОЛЕС

ПОВЫШЕННОЙ ТВЕРДОСТИ

В статье рассмотрены вопросы обработки железнодорожных колес повышенной твердости, причины излома режущего инструмента, пути повышения стойкости инструмента.

Колесные пары грузовых вагонов предназначены для направления движения по рельсовому пути и восприятия всех нагрузок, передающихся от вагона на рельсы и обратно. Они являются наиболее ответственными узлами вагонов, от их исправного состояния во многом зависят безопасность движения поездов и работоспособность вагона. Поэтому существуют определенные требования, которым должны удовлетворять колесные пары: они должны иметь достаточные прочность и износостойкость, небольшую массу для снижения тары вагона и уменьшения динамического воздействия на верхнее строение пути и некоторую упругость для смягчения динамических сил. При этом колесные пары эксплуатируются в слож-

о о

ных условиях: в различных температурных режимах (от - 50 С до + 60 С) и с различной интенсивностью использования вагона [1].

В наиболее сложных условиях нагружения находится обод и особенно та его поверхность, которой он катится по рельсу (так называемая поверхность катания). Металл обода должен обладать большой прочностью, ударной вязкостью, износостойкостью, металл ступицы, удерживающейся на оси, - силами упругости и необходимой вязкостью.

Крайнюю озабоченность вызывает состояние колес, средний срок службы которых сократился с 15 лет в 1973 г. до шести лет (по самым оптимистическим подсчетам) в 2002 г. за этот период произошли существенные изменения в интенсивности образования и характере дефектов. Если до начала 80-х гг. основной неисправностью железнодорожных колесных пар был неравномерный прокат (процент колесных пар с суммарными дефектами ползунами, выщербинами и наварами составлял менее 20 % [2]), то к 1995 г. отбраковка в основном проводилась уже по остроконечному накату и «тонкому» гребню. Все эти дефекты относятся к износу в процессе эксплуатации, что является нормальной работой колеса. При этом с 1989 г. наблюдается интенсивный рост числа браков по выщербинам (выкрашивание металла), к 1995 г. их число выросло в 17 раз, а к 2002 г. они стали одним из преобладающих видов брака.

Для продления срока службы колес с 2003 г. начали применять колеса повышенной твердости ТУ 0943-157-01124328-2003. Вместе с тем, как показывает практика, количество колесных пар, поступающих в ремонт по наличию термомеханических повреждений на поверхности катания колес, не уменьшилось и составляет 62 % от общего числа колесных пар [3].

Кроме того, процесс восстановления профиля колес повышенной твердости характеризуется высокими затратами, обусловленными повышенным расходом твердосплавных режущих пластин, который в три - пять раз выше расхода при восстановлении профиля стандартных вагонных колес. Режущие пластины разрушаются из-за ударных нагрузок, возникающих от термомеханических повреждений вагонных колес и превышающих предел прочности режущего инструмента [3]. Резец работает под действием знакопеременных нагрузок и за каждый оборот колеса испытывает циклические нагружения, которые можно смоделировать в виде консольной балки, закрепленной с одной стороны и испытывающей нагрузки - с другой. Поэтому существует необходимость расчета резца на основе сопротивляемости силе резания.

Рассмотрим ситуацию обработки колесной пары с термомеханическим повреждением в виде выщербины.

Приняты допущения: при точении поверхности колеса без дефектов можно считать, что

резец нагружен статически на малых интервалах времени. Резец можно считать балкой, защемленной одним концом и нагруженной на другом тремя силами: Pz, Ру, Рх, создающими сложное напряженно-деформированное состояние в державке резца. Однако, как показывает анализ [4 - 6], прочность резца с достаточной для практики точностью может быть рассчитана по силе Pz.

Представим резец в виде консольной балки с защемлением с одной стороны и действующей силой Р - с другой. Прогиб конца резца определяем по методу Мора [7] с использованием правила Верещагина: перемножением грузовой (М) и единичной (М) эпюр.

Тогда статический прогиб резца

Ас = Ц

ММ 7

-(1)

Е/р (1)

путем преобразований статический прогиб резца можно рассчитать как

Р13

А = 3/ • (2)

где Р - сила, действующая на резец, Н; I - вылет резца, м;

Е - модуль упругости для стали державки, Па (Е =2,11011 Па);

/р- момент инерции для поперечного сечения резца, м4.

Сечение резца примем прямоугольной формы, поэтому момент инерции

/р - (3-

где Ь и к - ширина и высота резца, м.

Для колесотокарного станка РТ-905 при обточке колесной пары с размерами державки в сечении 0,065 м на 0,04 м и вылете 0,05 м при действующей силе резания 2,5"104 Н статический прогиб равен 1,43-10"5 м.

Для определения напряжений и перемещений при ударе воспользуемся методикой [8]. Приближенный расчет на удар основан на следующих допущениях:

- в ударяемой конструкции возникают напряжения, не превосходящие предела пропорциональности, и закон Гука при ударе сохраняет свою силу;

- удар является неупругим, и после удара тела не отделяются друг от друга;

- ударяющее тело является абсолютно жестким и не деформируется;

- сопротивление движению не учитывается;

- масса ударяемой конструкции мала по сравнению с массой ударяющего тела и в расчет не принимается.

Наибольшее динамическое перемещение при ударе в точке падения груза Дд определяется по формуле:

Ад - кдА- (4)

где А с - перемещение в той же точке от статически приложенной силы Р;

кд - динамический коэффициент, или коэффициент удара, который показывает, во сколько раз динамическое перемещение больше статического,

V2 „ I 2к

кд-1+ (5)

дд _дс(1 + 1+—) _Дс(1 + 1 + —). (6)

д с -у д/ с V gд/

Описанный общий прием расчета на удар предполагает, что вся кинетическая энергия ударяющего тела целиком переходит в потенциальную энергию деформации упругой системы. Это предположение не точно. Кинетическая энергия падающего груза частично превращается в тепловую энергию и энергию неупругой деформации основания, на которое опирается система.

Вместе с тем при высоких скоростях удара деформация за время удара не успевает распространиться на весь объем ударяемого тела и в месте удара возникают значительные местные напряжения, иногда превосходящие предел текучести материала. Часть кинетической энергии превращается в энергию местных деформаций даже и в том случае, когда скорость удара мала, но жесткость или масса ударяемой конструкции велика.

Преобразуем выражение

2к _ Рк _ Г^

Д _ ТРТ=^ (7)

2 с

где Т0 - энергия ударяющего тела к моменту начала удара, Дж;

Пс - потенциальная энергия при статической деформации, Дж.

Тогда выражение для расчета динамического коэффициента может быть представлено в виде:

К _ 1+/+Цт.. (8)

с

Потенциальная энергия при статической деформации

1 Р21ъ

ис _1 РДс _ —, (9)

с 2 с 6 EJ

ис = 0,179 Дж.

Кинетическая энергия вращающейся колесной пары

т _ (1°)

где ю - угловая скорость вращения колесной пары, с-1;

J - момент инерции колесной пары, кг м2.

Согласно технологической документации в процессе обточки колесной пары устанавливается частота вращения 20 об/мин, при этом угловая скорость вращения колесной пары равна 2,09 с-1.

Колесная пара состоит из двух одинаковых колес и оси, поэтому ее момент инерции будет состоять из суммы моментов составных частей. В процессе обточки колесная пара закреплена с обеих сторон на станке и на каждое колесо постоянно воздействует режущий инструмент. Поэтому для расчета воздействия на режущий инструмент примем момент инерции колесной пары равным сумме моментов инерции одного колеса и половины оси.

Так как колесо является телом сложной формы, то его момент инерции можно рассчитать как сумму моментов инерции отдельных его частей (рисунок 1).

Момент инерции оси

шпр я

Jпр _ '"оси^Уоси

Момент инерции диска колеса

Момент инерции обода колеса

¡»я

т г диска 2 1

J _ р аш.

диска ^ г

ÍЯкат 2

_ ля Р

(12)

(13)

Тогда момент инерции колесной пары

J_Jпр+ J + Jб .

оси диска обода

(14)

Средний радиус колеса, поступающего в ремонт с обточкой поверхности катания, Якат = 0,46 м.

Тогда момент инерции для колесной пары J = 38,2 кгм , а динамический коэффициент ^ц = 21,58.

Взаимодействие тел, при котором за очень малый промежуток времени скачкообразно возникают конечные изменения скорости этих тел, называют ударом.

Наибольшее динамическое перемещение режущего инструмента Л д_3,06 -10"4м.

Рассчитаем напряжения, возникающие в режущем инструменте [8].

Нормальные напряжения в любой точке сечения прямо пропорциональны величине изгибающего момента и расстоянию точки от нейтральной оси и обратно пропорциональны моменту инерции сечения относительно нейтральной оси.

Нейтральная ось проходит через центр тяжести сечения и перпендикулярна к плоскости действия сил.

Нормальные напряжения при изгибе (статическом нагружении)

М„

а

Ж

(15)

где Ж - момент сопротивления материала кассеты, м3 Момент сопротивления сечения кассеты

Таким образом,

а

6 . 6Р1

(16)

(17)

а _ 7,21-107Па = 72,1 МПа.

2

Нормальные напряжения и усилия по закону Гука, возникающие при ударе (динами ческом нагружении), пропорциональны статическим:

ад _kдаст, (18)

ад _ 1541,5 МПа = 1,54 ГПа.

Предел прочности отечественных режущих твердосплавных пластин не превышает 5,5 -6,0 ГПа, а импортных, в частности фирмы Sandvik - СоготаП:, - не более 6,5 - 7 ГПа (ад < [а]).

Согласно выполненному расчету резец способен выдержать ударные нагрузки даже при трехкратном увеличении силы резания.

Рассмотрим подробно ситуацию прерывистого точения, когда при точении резец теряет контакт с обрабатываемой деталью, за счет резкого прекращения воздействия нагружающий силы (силы резания) резец начинает совершать колебательные движения.

Обязательным условием получения требуемой точности и шероховатости обработанной поверхности при применении оптимальных режимов является устойчивость движения при резании. Для этого технологическая система должна быть виброустойчивой и не должна допускать существенных колебаний. Наблюдения показали, что в зависимости от условий работы возбужденные колебания детали и инструмента могут быть низкочастотными или высокочастотными; возникают они одновременно или независимо друг от друга. Как правило, низкочастотные колебания имеет деталь, а высокочастотные - инструмент. Ухудшая качество обработки, возбужденные колебания определенной амплитуды и частоты могут одновременно снизить стойкость инструмента.

При всех известных видах обработки наблюдаются два вида колебаний: вынужденные и самовозбуждающиеся. Вынужденные колебания появляются из-за периодичности действия возмущающей силы, они могут возникнуть вследствие прерывистого характера процесса резания; дисбаланса вращающихся частей станка, детали и инструмента; дефектов в механизмах станка (в зубчатых и ременных передачах, гидросистеме и т. п.); неравномерности припуска, оставленного на обработку; передачи колебаний станку от других работающих станков или машин, находящихся поблизости.

Устранение вынужденных колебаний не встречает принципиальных трудностей, так как при исключении обнаруженного источника колебаний вибрации прекращаются.

Самовозбуждающиеся колебания, или автоколебания, возникают при отсутствии видимых внешних причин. К ним относятся такие колебания, у которых переменная сила, поддерживающая колебательный процесс, создается и управляется самими колебаниями.

При резании возбудителем автоколебаний является неоднозначная сила резания при врезании лезвий инструмента в деталь и отталкивании от нее. При наличии в системе «деталь -инструмент самовозбуждения» случайно возникшее малое колебание усиливается до некоторой установившейся величины с амплитудой, при которой наступает равновесие между энергией, поддерживающей колебания, и энергией рассеивания. Экспериментальные исследования вибраций, проведенные А. И. Кашириным, А. П. Соколовским, Л. К. Кучмой и другими исследователями, показали, что частота колебаний не зависит ни от режима резания, ни от геометрических параметров инструмента, а определяется жесткостью и массой технологической систем, возрастая при увеличении жесткости и уменьшении массы. В то же время амплитуда колебаний в отличие от частоты зависит не только от массы и жесткости колебательной системы, но и от рода материала обрабатываемой детали, геометрических параметров инструмента и режима резания. Постоянство частоты и переменность амплитуды колебаний при изменении условий резания свидетельствуют об автоколебательной природе вибраций.

Амплитуда автоколебаний зависит как от размеров срезаемого слоя, так и от скорости резания. Размеры срезаемого слоя влияют на амплитуду по-разному: увеличение толщины срезаемого слоя, следовательно, и подачи уменьшает амплитуду колебаний, а ширины среза-

емого слоя (глубины резания) - увеличивает ее. Скорость резания на амплитуду колебаний влияет немонотонно. Вначале при увеличении скорости резания амплитуда возрастает, а после достижения определенного значения скорости начинает уменьшаться. Скорость резания, соответствующая максимальной амплитуде, и ширина зоны скоростей, при которых существует вибрация, определяются родом материала обрабатываемой детали и условиями ее работы [4, 6].

Для расчета колебаний резца за основу примем методику, изложенную в источниках [8, 9].

По закону Гука сила пропорциональна прогибу:

Р = сА„

(19)

где с - коэффициент упругости (коэффициент жесткости), он численно равен силе, которую надо приложить к резцу для того, чтобы изменить прогиб на единицу.

Зная силу резания и статический прогиб, можно определить жесткость резца: с = 1,75-Ш9 Н/м. Масса металла незакрепленной части резца

т = V р, (20)

где V - объем металла незакрепленной части резца м2; р - плотность стали резца, р = 7800 кг/м ;

V = ЬЫ, (21)

т = 1,014 кг; k = 4,15-104 Гц.

Линейная скорость точек обрабатываемой поверхности вращающегося колеса

3 = Ra, (22)

3 = 0,97 м/с.

Зададимся начальными условиями: х0 =Аст, х0 = 1,43-10 м; Х0 = 3, Х0 = 0,97 м/с; Ь1 = 2,73 -10-5 м; а = 0,549 рад.

Таким образом, закон свободных колебаний в данном случае будет иметь вид: х1 = 2,73 -10-5 sin(4,15 -1041 + 0,549).

Для получения законов скорости и ускорений найдем первую и вторую производные соответственно: 3^) = Х1 = 1,13295 cos(4,15 -1041 + 0,549), а(£) = Х1 =

= -4,72 -104 бш(4, 15 -1041 + 0,549)

Построим графики х1, Х1 и Х1 на интервале от 0 до 0,4 с (рисунок 2).

Рисунок 2 - Графики Х^ .Х1 и Х1 на интервале от 0 до 0,4 с

Как видно из графика на рисунке 2, в любой момент времени на интервале от 0 до 0,4 с можно определить взаимное положение, скорость и ускорение резца относительно обрабатываемой детали (таблица).

Определение x1, ) и a(t)

Номер точки с х1(1), м у(1), м/с а(1), м/с

1 0,030 0,000027 -0,6 -46500

2 0,055 0,000015 -1,1 -25000

3 0,068 0 -1,13 0

Рассчитаем изменение коэффициента удара, если резец будет обладать не только потенциальной энергией, но и кинетической за счет вибрационного движения. Для приближенного решения задачи заменим стержень с распределенной массой невесомым стержнем с одной сосредоточенной приведенной массой в точке удара (рисунок 3). Коэффициент приведения для консольной балки k = 0,236 [8].

Р

/у

¿ш

7

/

Рисунок 3 - Схема замены стержня с распределенной массой невесомым стержнем с сосредоточенной массой в точке удара

Приведенная масса кассеты

™прив = тк,

(23)

где т - масса кассеты (вынесенной части);

k - коэффициент приведения, т„„„„ =0,239 кг.

прив

Кинетическая энергия колеблющегося резца

Т,=

т 9

прив тах

2

(24)

где 9тах - максимальная скорость резца, м/с, 9тах =1,13 м/с; Т1 = 0,152 Дж.

Рассмотрим два критических случая, когда резец на максимальной скорости движется на «удар» и когда он движется в противоположную сторону. Когда направления движения резца и обрабатываемой поверхности колеса совпадают (рисунок 4,а), тогда

К^1+, п+

т.

и+т.

*д!=16-

В случае, когда движение резца направлено в сторону, противоположную движению об-

к

рабатываемой поверхности (рисунок 4,б), кд2 = 1 + л ¡1 +

Т

ис - Т

д2

53,4.

а б

Рисунок 4 - Удар при различных положениях движения резца: а - совпадение направления скорости резца и колеса, б - встречное движение колеса и режущей кромки

Рассчитаем нормальные напряжения с использованием полученных динамических коэффициентов кд, кд1 и кд2, с учетом изменения силы резания от 25 до 60 кН (рисунок 5).

8Е+09 Па

«

к к

<и *

а

5

К

к л

6Е+09 5Е+09 4Е+09 ЗЕ+09 2Е+09 1Е+09

10000

с

1

— - кд = 16;

-*- - кд = 21,38;

— - кд = 53;

- статические напряжения;

- предел прочности

20000

Н

60000

Сила резания

Рисунок 5 - График изменения контактных напряжений при постоянной скорости резания

Таким образом, можно сделать вывод о том, что при повышенной силе резания существует возможность разрушения режущей кромки инструмента за счет его колебаний и дефектов обрабатываемой поверхности. Возникает проблема уменьшения вибраций, которые позволят продлить срок службы режущего инструмента. Уменьшения вибраций можно добиться за счет исключения прерывистого резания путем увеличения глубины резания, что

4(12)

№ 2012

скажется на работоспособности инструмента, путем вышлифовки [2], когда нагрузка на резец уменьшается и плавно возрастает при прохождении дефекта, или необходимо создать условия, при которых резец постоянно будет нагружен.

Список литературы

1. Смалев, А. Н. Оценка влияния малых масс системы «колесо - рельс» на статистические характеристики ее динамики [Текст] / А. Н. Смалев // Известия Транссиба / Омский гос. ун-т путей сообщения. - Омск. - 2011. - № 1 (5). - С. 20 - 30.

2. Обрывалин, А. В. Обеспечение работоспособности цельнокатаных колес повышенной твердости, поступающих в ремонт с термомеханическими повреждениями [Текст]: Дис... канд. техн. наук. - Омск, 2010. - 137 с.

3. Рыбик, В. А. Повышение эффективности восстановления колесных пар подвижного состава [Текст]: Дис. канд. техн. наук. - Омск, 2000. - 151 с.

4. Бобров, В. Ф. Основы теории резания металлов [Текст] / В. Ф. Бобров. - М.: Машиностроение, 1975. - 344 с.

5. Режимы лезвийной обработки деталей ГТД [Текст] / В. Ц. Зориктуев, В. В. Постнов и др. / Уфимский авиационный ин-т. - Уфа, 1991. - 80 с.

6. Симсиве, Д. Ц. Прогнозирование износа режущего инструмента при высокоскоростной обработке колес повышенной твердости / Д. Ц. Симсиве, Т. Б. Брылова, Ж. В. Симсиве // Известия Транссиба / Омский гос. ун-т путей сообщения. - Омск.- 2012. - № 1(9). - С. 32 - 38.

7. Любомиц, М. И. Справочник по сопротивлению материалов [Текст] / М. И. Любомиц, Г. М. Ицкович. - М.: Высшая школа, 1969. - 464 с.

8. Александров, А. В. Сопротивление материалов [Текст] / А. В. Александров, В. Д. Потапов, Б. П. Державин. - М.: Высшая школа, 2003. - 560 с.

9. Шилер, В. В. Исследование динамических свойств колесной пары с гибкими независимо вращающимися бандажами [Текст] / В. В. Шилер, П. А. Шипилов, А. В. Шилер // Известия Транссиба / Омский гос. ун-т путей сообщения. - Омск. - 2011. - № 4 (8). - С. 69 - 75.

УДК 621.396.67

В. М. Рогилев

ИСПОЛЬЗОВАНИЕ Г-ОБРАЗНЫХ АНТЕНН С ТРАНШЕЙНЫМ ЗАЗЕМЛЕНИЕМ ДЛЯ ПОЕЗДНОЙ РАДИОСВЯЗИ

В статье приведены результаты расчетов характеристик и параметров Г-образных антенн с типовыми размерами, обеспечивающих прямую радиосвязь для абонентов в условиях железнодорожного многопутья над земной поверхностью с разными параметрами почвы. Представлен способ определения сопротивления заземления антенн, обеспечивающий эффективность их действия и дальность радиосвязи, а также защищенность от грозовых разрядов.

На железных дорогах разных категорий функционируют каналы поездной радиосвязи в гектометровом диапазоне радиоволн на отведенных для этого частотах 2,13 и 2,15 МГц, работающие с Г-образными антеннами [1]. Такие каналы могут использоваться для радиосвязи с машинистами как прибывающих на станцию поездов, так и готовящихся к отправлению. Каналы на частоте 2,15 МГц применяются для радиосвязи со специальными службами ремонта, охраны и т. п.

На рисунке 1 представлен эскиз Г-образной антенны с размерами вертикальной части H и горизонтальной - L, которую называют «крышей» антенны. Расчет параметров и характеристик Г-образных антенн производится по методикам, известным еще с 40-х - 50-х гг. прошлого века [2].