CC BY
21
References
1. Volodin A. I. Complecksny analis termodinamicheskih, economicheskih i ecologicheskih characterictik teplovoznyh dizeley v usloviakh eckspluataciy (Complex thermodynamic, economic, ecologic characteristics analysis of operating locomotive diesels). Omsk: OSTU, 2011, 166 p.
2. Vibe I. I. Novoe o rabochem tsikle dvigatelei (New of the working cycle of the engines). Moskow, Sverdlovsk, 1962, 271 p.
3. Kavtaradze R. Z. Teoria porshnevyh dvigatelei (Piston engines theory). Moskow: MSTU, 2008, 720 p.
4. Razleytcev N. F. Modelirovanie i optimizatcia processa sgorania v dizeliakh (Diesel combustion process simulating and enhancement). Kharkiv, 1980, 169 p.
5. Konkov A. U. Diagnostirovanie dizelia na osnove identyfikaciy rabochikh processov (Working cycle identification diesel engine diagnosis). Vladivostok, 2014, 365 p.
6. Dyachenko N. H., Kostin A. K., Pugachev B. P. Teoria dvigatelei vnutrenego sgorania (Internal combustion engines theory). Leningrad, 1974, 552 p.
7. Lucanin V. N. Dvigateli vnutrenego sgorania (Internal combustion engines). Moskow, 2005, 479 p.
8. Baikov B. P. Dizely (Diesel engines). Leningrad, 1964, 600 p.
9. Wansheidt V. A. Sudovie dvigateli vnutrenego sgorania (Marine IC engines). Leningrad, 1977, 392 p.
УДК 629.4.027.2
И. И. Галиев, О. В. Гателюк, Д. Ю. Лукс, В. Н. Ушак
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ КАЧЕСТВ ГРУЗОВЫХ ВАГОНОВ В ЭКСПЛУАТАЦИИ
В статье проведен сравнительный анализ динамической нагруженности полувагона с разными типами тележек в груженом и порожнем режимах движения при различных параметрах геометрических неровностей пути (амплитуды и длины Ьн) с учетом его жесткости.
В работе [ 1] рассмотрена математическая модель грузовых вагонов с тележками моделей 18-100 и 18-9810, описывающая колебания в вертикальной продольной плоскости при движении по геометрическим неровностям на рельсах.
В настоящей статье ставится задача анализа колебаний грузового вагона с учетом жесткости рельсового основания. Расчетная схема вагона представлена для вертикальной продольной плоскости на рисунках 1, 2.
Для составления математической модели используется уравнение Лагранжа второго рода:
d /дтч дт дФ дп
+ ^ + ; 1 = Х'2.....6.
(1)
Выражения кинетической (Т) и потенциальной (П) энергии, а также диссипативной функции (Ф) имеют соответственно вид:
Т = 1М*2 + ^ф2 + 1М7*? + ±ЬФ? + 1 М7*22 + 1ьф2;
Пст = 0; п =1 С]Д2 +1 Сх Д2 +1С2 Д! +1С2 Д2 +1С2 Д2 +1С2 Д2;
Ф = I рхА2 +1 рхА2 +1 р2А2 +1 р2А2 +1 р2А2 +1 р2А2.
№ 1(25) 2016
На расчетной схеме и в дальнейших уравнениях приняты следующие обозначения: z, z1, z2 - обобщенные координаты подпрыгивания кузова и тележек (м); ф, ф1, ф2 - обобщенные координаты галопирования кузова и тележек (рад); Мь М2, М3, М4, М5, М6 , М7, М = М1 + М2 • 7 + 2 • М3- массы кузова, груза, надрессор-ной балки, боковой рамы, колесной пары, всей тележки, тележки без надрессорной балки, кузова с грузом (участвующая в колебаниях) соответственно (т);
Р1, в2 - коэффициенты условного вязкого сопротивления в подвешивании кузова и пути (кН-с/м);
С1, С2 - эквивалентные жесткости подвешивания кузова и пути (кН/м);
2!1, 2!2 - база кузова (м) и тележки соответственно (м);
2!3 - длина кузова (м);
¿4 - ширина надрессорной балки (м);
¿5 - расстояние от центра масс кузова до любой его точки (м); ¿6 - габарит боковой рамы (м); ¿6 - габарит длины тележки (м); ¿н - длина неровности на рельсах (м); у1 = 0 — 1 - коэффициент загрузки вагона; |1, |2 - моменты инерции кузова и тележки (кН-с •м); ь2
|1 = (М1 + М2у1) -у + 2М^ - момент инерции кузова с учетом груза (ось у);
(> )2
|2 = М4—6—+ 2M5(L2)2 - момент инерции тележки (ось у);
(Ь6)2
|3 = М4 --момент инерции надрессорной балки (ось у);
(Ь6)2
14 = М4 —6--момент инерции боковой рамы (ось у);
V - скорость движения (м/с);
Д12 - деформация рессорного подвешивания первой и второй тележек (м); Д3-6 - деформация пути под колесными парами (м);
Д12 - скорости деформации рессорного подвешивания первой и второй тележек (м/с); Д3-6 - скорость деформации пути под колесными парами (м/с).
Рисунок 1 - Расчетная схема колебаний вагона с учетом жесткости рельсового основания
Для использования уравнения (1) в качестве обобщенных координат принято: = г; ^2 = ф; = гь ^4 = Ф1; ^5 = 46 = ф2-
М, J
В качестве геометрической неровности принята гармоническая функция с заданной амп -
литудой в виде П = П0 С05 Ш , где ш = ^^ - частота внешнего воздействия (рад/с).
Ьн
Рисунок 2 - Расчетная схема тележки
При движении вагона наезд каждой колесной пары происходит в разные моменты времени, вследствие чего математическое описание неровностей под колесными парами будет иметь вид:
= cos wt; ^2 = cos(wt---—);
^н
= ^0 cos(wt---—); ^4 = ^0 cos(wt----).
Деформации и их производные для рессорных комплектов тележек вычисляются так:
Ai=Z + LI9-ZI; A2=z-Li9-Z2; Ai= z + ^ф - Zi; A2=z-Li4-Z2.
Используя уравнение Лагранжа (1) по обобщенным координатам, с учетом ранее принятых обозначений коэффициентов получим систему уравнений (2):
z + 2n11z + w^z + n12(z1 + z2) — ^2(z1 + z2) = 0; ф + 2П210 + - «22(Zi - ¿2) - ^2(Zi - Z2) = 0;
Zi + 2«3iZi + ^23Zi - %2(Z + L0) - ^2(Z + = n^i + + + ^
01 + 2П4101 + = П14(^1 - ^2) + - ^2); (2)
Z2 + 2n5iZ2 + ^25Z2 - ^(z - - ^(Z - = n^i + ^ + + ^
02 + 2П6102 + ^6^2 = "16(^1 - ^2) + ^26(^1 - ^2)<
12 ИЗВЕСТИЯ Транссиба № 1(25) ОП4 с
■ i = 2U1o
pi
где пп = м-;
_ Í2C? _ Pi
W01 = JTT"; n12 =77;
W-
_ CiLi.
"32
"13 = "15
Pi
M
Pi+2P2 M
M'
wi= /77; "21 =
PiL?.
; П14 = ni6
pi^L;
J2
П52 = M7; n42
"62 = 0;
W5
M W
M7
w02 =
2CiL2
2
iLi.
Ji
"22 =
PiL?
03
W05
C?+2C M7
2
W
03
W
05
2Ci:L|.
J2
—; W4 = W6 = 0.
Решение системы уравнений (2) находим в виде: = cos wt + 5¿ sin wt.
Приравняв коэффициенты при cos wt и sin wt (после подстановки решений в систему уравнений (2)) друг к другу, получаем систему двенадцати линейных уравнений неизвестных коэффициентов Л1-6 и 51-6. Решение этой системы позволяет получить функциональную зависимость указанных коэффициентов для подстановки в выбранное решение по всем обобщенным координатам.
Решение дифференциальных уравнений выполнено для порожнего и груженого режимов полувагонов с различными тележками: 18-100 и 18-9810 [2, 3]. Рабочие точки на силовых характеристиках рессорного подвешивания обеих тележек указаны в работе [1]. Статическая нагрузка на один рессорный комплект для груженого режима - 205,7кН, а для порожнего -31,6 кН. Жесткость рессорного комплекта в этих точках для тележки 18-9810 является постоянной - 4340 и 1195 кН/м соответственно (силовая характеристика линейная). У тележек 18-100 жесткость рессорного подвешивания на всех режимах составляет 4012 кН/м. Жесткость пути принята равномерной по всей его длине, т. е. рассмотрен равноупругий путь. Результаты решения представлены в виде зависимостей от скорости движения как суммарные значения модулей амплитуд подпрыгивания Z(v) и галопирования ^(v) кузова вагона и тележек Z1(v), Z2(v), ^2(v), а также динамических сил в рессорном подвешивании (на один комплект) PiXv), P2(v) для обеих тележек. На рисунках 3 - 6 сплошная линия соответствует тележке 18-9810, пунктирная - 18-100.
а б
Рисунок 3 - Колебания подпрыгивания второй тележки (а) (груженый режим) и кузова Z (б)
Анализ решений и представленных рисунков позволяет сделать следующие выводы.
1. Резонансные режимы при колебаниях подпрыгивания кузова груженого полувагона на тележках 18-9810 (BARBER) и 18-100 находятся в диапазоне 36 - 44 км/ч и по амплитудам существенно не различаются, как и без учета жесткости пути [1].
2. Для порожнего полувагона на тележке 18-9810 резонансный пик находится при скорости V = 58 км/ч, а для 18-100 - при V = 51 км/ч. Максимальная амплитуда для кузова с тележкой 18-9810 составляет 1,5 мм, а для 18-100 - 5 мм, что является преимуществом для тележки 18-9810 (BARBER).
J
J
1
1
J
i
№ 1(25) ЛЛ л ННдаИЗВЕСТИЯ Транссиба 13
=2016 ■
3. Резонанс в колебаниях галопирования кузова для груженого режима возникает при скорости V = 43 км/ч. Среднее значение амплитуды галопирования составляет 0,4- 10-4 рад. Для порожнего полувагона резонансные режимы при галопировании кузова возникают на разных скоростях и имеют различные амплитуды: для тележки 18-9810 (BARBER) при V = 58 км/ч - 1,5- 10-4 рад; а для 18-100 около V = 50 км/ч - 4,5- 10-4 рад. Для тележек амплитуда галопирования составляет порядка (1,1 - 1,25)- 10-4 рад, причем резонанс наступает далеко за пределами конструктивных скоростей.
а б
Рисунок 4 - Колебания подпрыгивания первой 21 (а) и второй 22 (б) тележек (порожний режим)
Рисунок 5 - Колебания галопирования кузова ф (порожний режим)
4. Результаты расчетов с учетом жесткости пути для порожнего режима подтверждают явное преимущество тележек 18-9810. По всем обобщенным координатам отсутствуют резонансные пики в зоне эксплуатационных скоростей.
5. Максимальный уровень сил для порожнего полувагона в каждом рессорном комплекте тележек 18-9810 составляет порядка 4 кН при резонансной скорости около 55 км/ч. Для тележек 18-100 уровень сил при резонансе существенно выше: порядка 25 - 27 кН. Для груженого полувагона максимальный уровень сил (при резонансе) в каждом рессорном комплекте для обеих тележек практически совпадает и находится в диапазоне скоростей (36 - 50) км/ч от 25 до 38 кН.
№ 1 (25) 2016
а б
Рисунок 6 - Силы в одном комплекте рессорного подвешивания первой Р1 (а) и второй Р2 (б) тележек
(порожний режим)
Список литературы
1. Сравнительная оценка динамической нагруженности полувагонов с разными типами тележек (18-100 и 18-9810) [Текст] / Галиев И. И., Гателюк О. В. и др. // Известия Транссиба / Омский гос. ун-т путей сообщения. - Омск. - 2015. - № 4 (24). - С. 95 - 103.
2. Альбом-справочник пружин рессорного подвешивания № 748-2011 ПКБ ЦВ. - М., 2011.
3. Нормы расчета и проектирования грузовых вагонов железных дорог колеи 1520 мм Российской Федерации [Текст] / ВНИИЖТ, ГосНИИВ. - М., 2004. - 317 с.
Referernes
1. Galiev I. I., Gateliuk O. V., Luks D. Iu., Ushak V. N. Comparative evaluation of dynamic loading gondola with different types of trucks (18-100 and 18-9810) [Sravnitel'naia otsenka dinamicheskoi nagruzhennosti poluvagonov s raznymi tipami telezhek (18-100 i 18-9810)] Izvesti-ia Transsiba - The journal of Transsib Railway Studies, 2015, no. 4 (24), pp. 95 - 103.
2. Al'bom-spravochnik pruzhin ressornogo podveshivaniia № 748-2011 PKB TsV (Album catalog spring suspension springs № 748-2011 PKB CV). Moscow.
3. Normy rascheta i proektirovaniia gruzovykh vagonov zheleznykh dorog kolei 1520 mm Ros-siiskoi Federatsii (The rules of calculation and design of freight cars of railroads 1520 mm Russian Federation). Moscow: VNIIZhT, GosNIIV, 2004, 317 p.
УДК 629.4.03.004.58: 620.178.5:681.3.06
З. Г. Гиоев, В. М. Приходько, В. С. Козаев
ВИБРАЦИОННОЕ ПРОГНОЗИРОВАНИЕ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ ТЯГОВЫХ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН ЛОКОМОТИВОВ
Рассматриваются причины возникновения корпусных вибраций в подшипниках качения в собранной машине, и на основе их измерения и анализа предлагается метод безразборного определения радиальных зазоров в них. Предложен и обоснован алгоритм вибрационного прогнозирования технического состояния подшипников качения в тяговых двигателях локомотивов.
Причиной перехода электромеханического преобразователя (электродвигателя, генератора) локомотива переходить из исправного состояния в неисправное является воздействие на него большого числа внешних и внутренних факторов.
№.1?5 ИЗВЕСТИЯ Транссиба 15
