employee
Moscow, Moscow, Russian Federation
employee
Moscow, Moscow, Russian Federation
employee
Moscow, Moscow, Russian Federation
employee
Moscow, Moscow, Russian Federation
UDK 629.4.015 Механика и динамика подвижного состава. Взаимодействие со средой
BBK 392 Железнодорожный транспорт
The study objective is to reduce the number of cases of current uncoupling repairs and operational costs associated with defects in wheel flanges of freight cars in conditions of increasing linear and axial loads and speeds. The paper is devoted to solving the problem of improving the interaction of the friction-mechanical system "wheel-rail" in curved sections of the track by reducing the anti-torque in the places of the supports of the car body on bogies. Computational and experimental research methods are used. The novelty of the work is that rational friction pairs in the unit of center plate – female center plate, friction and strength characteristics of composite polymer materials for installation in the support units of the car are experimentally determined; there are also calculated the moments of resistance forces to the bogie turning from the real values of the friction factors for different variants of supporting the car body, simulating the passage of transition and circular curves. As a result, the following is found: the lowest friction factor of 0.11 is shown by a pair of friction – metal-glass-filled polyamide 6, which reduces the moment of resistance to rotation when fully supported by a female center plate by 2.91 times, and when implemented on a side bearing, the total anti-torque also decreases by 2.91 times; the wearing of glass–filled polyamides by 2.5 two times lower than for other modifications, and hardness increases with an increase of glass fiber in the structure. This leads to making the following conclusions: a rational pair of friction in the unit of center plate – female center plate is metal - glass–filled polyamide 6; to reduce the wear of flanges in curved sections of the track, it is advisable to implement a simultaneous reduction in friction factor in the areas of female centre plate and side bearings for free rotation of the bogie in curves; Currently developed composite polymer materials, which simultaneously have high strength and anti-friction properties (polyamides modified with fiber glass, molybdenum disulfide, fullerene fillers), can have a positive effect on solving the problem of wear of wheel flanges.
wear, cars, frame forces, friction unit, units, bogie, materials
Введение
Снижение интенсивности износа гребней колес грузовых вагонов остается в настоящее время актуальной задачей для вагонного хозяйства нашей страны, т.к. несмотря на проведенные многочисленные исследования в этом направлении большинство случаев текущего отцепочного ремонта связаны с неисправностями колесных пар по данному виду дефекта. Вследствие чего из года в год эксплуатационные расходы на мониторинг, замену и ремонт колесных пар не снижаются.
Следовательно, ужесточение условий эксплуатации подвижного состава, оказывающих усугубляющее действие на фрикционно-механическую систему «колесо-рельс», опережает внедрение рациональных конструкторских и технологических разработок, направленных на улучшение их взаимодействия, особенно в кривых участках железнодорожного пути.
Стоит заметить, что общая протяженность кривых разного радиуса составляет порядка 32,5% от развернутой длины железных дорог России, при этом наибольшая доля кривых (40-46 %) приходится на самые грузонапряженные железные дороги: Дальневосточную, Красноярскую, Забайкальскую и Восточно-Сибирскую. К примеру, на перегоне Большой Луг -Слюдянка Восточно-Сибирской железной дороги, грузонапряженность по четному пути которого сегодня превышает 155 млн.тн.км.брутто, на эксплуатационной длине 85 км протяженность кривых участков пути составляет 55%, в т.ч. радиусом менее 350 м – 38%, а уклонов круче 15‰ – 33,3 %. Следовательно, грузовые составы, в большинстве случаев, на своем пути проходят значительное количество кривых, что способствует росту интенсивности износа гребней колес. Поиск рациональных решений проблемы всегда базируется на анализе накопленного отечественного и зарубежного опыта.
Состояние вопроса в России и за рубежом
Переход железнодорожного транспорта на тепловозную и электровозную тягу, происходивший в нашей стране в 60-х годах прошлого века, создал предпосылки для повышения веса поезда за счет применения многоосных вагонов и повышения осевой нагрузки. Существенное влияние на развитие отечественных ходовых частей вагонов оказали конструкторские разработки, проводившиеся перед началом Второй Мировой войны, в Соединенных штатах Америки. Многие вагоностроительные заводы нашей страны в части технологии и конструкции взяли их за основу и вели свои разработки при непосредственном участии США. Так, например, тележка модификации М-44, которая поставлялась по лендлизу в СССР, являлась прототипом американской тележки мод.Btttendorf (рис.1). А отечественная модификация этой тележки под индексом ЦНИИ-Х3 (в дальнейшем мод.18-100), которая была принята в Советском Союзе к серийному производству, по существу явилась прототипом американской тележки модели Barber roller bearing (рис. 2).
|
|
|
|
Рис. 1. Тележка модели Bettendorf [1] Fig. 1. Bettendorf model trolley [1] |
Рис. 2. Тележка модели Barber roller bearing [1] Fig. 2. Barber roller bearing model trolley [1]
|
Характерной особенностью таких тележек являлись плоские опоры поверхности узла пятник – подпятник и наличие роликовых скользунов. При создании многоосных вагонов большое влияние в США уделялось вопросам взаимодействия колесной пары и рельса в части обеспечения минимальных значений горизонтальных рамных сил, влияющих на износ гребней колесных пар, в частности за счет уменьшения величины сил трения при повороте тележки относительно кузова (рис.3).
При наличии шарикового подшипника в узле пятник – подпятник или аналогичных элементов, коэффициент трения на сопрягающихся плоскостях в горизонтальной и вертикальной плоскости был в пределах 0,05 – 0,1.
В Европе наибольшее распространение получили тележки Y-25 (рис.4) и их модификации.
|
|
|
|
Рис. 3. Уравновешивающий подшипник Симингтон [1] Fig. 3. Symington Balancing Bearing [1]
|
Рис. 4. Тележка Y-25 Fig. 4. Trolley Y-25 |
Подпятник тележки сферической формы с накладкой из синтетического материала. В последних модификациях тележки (Y25Сss и Y25Сs2) использованы также упругие скользуны с накладками из синтетического материала, жесткость пружин в которых подобрана так, чтобы обеспечить в порожнем режиме момент трения в скользунах равным 1,0 тс·м, а в груженом 2,2 тс·м.
Для освоения подобных тележек в СССР на начальном этапе предусматривалось нанесение консистентной смазки в узле пятник – подпятник, а на скользунах вместо роликовых версий применялись чугунные вкладыши, обеспечивающие коэффициент трения по стали в пределах 0,1 – 0,15. Такие варианты применялись на тележках М-44, УВЗ, МТ-50. На некоторых типах тележек пассажирских вагонов в нашей стране использовали систему смазки в узлах пятник–подпятник жидким осевым маслом.
Следует отметить, что до 80-х годов прошлого века в конструкции железнодорожного пути в основном применялись деревянные шпалы и рельсы Р-50. Действующие нормы содержания рельсовой колеи предполагали дифференцированную ширину колеи для различных радиусов кривых. Известно, что важным фактором при движении вагона в кривых является возвышение наружного рельса. Для расчета такого возвышения рельса в кривой учитывалось количество поездов и средние скорости их движения. Главным условием движения поезда в кривой являлось превышение центробежной силы над центростремительной силой, при котором колесо, двигающееся по наружному рельсу должно было перекатываться по большему радиусу, чем колесо, двигающееся по внутреннему радиусу [2]. При создании отечественных грузовых тележек исходили из того, что конструкционные скорости должны были быть равными 120 км/ч (33 м/сек). Данное требование в большей мере реализовано в тележке ЦНИИ-Х3. Однако следует учитывать, что в нормах содержания рельсовой колеи вертикальные (симметричные) горбы и перекосы не должны превышать величины 20 мм [3]. Такая же величина отступления в плане (горизонтальные неровности) обычно реализовывалась при испытании вагона на искусственных неровностях. При организации серийного производства тележки ЦНИИ-Х3 и ее модификаций, с целью уменьшения трудоемкости изготовления, чугунный скользун на надрессорной балке был заменен на стальной колпак, взаимодействующий со стальным элементом на шкворневой балке, что привело к увеличению коэффициента трения в трибосопряжении до 0,25–0,4 и, соответственно, момента сил трения, препятствующего повороту тележки относительно кузова. Основанием такой модернизация послужила необходимость обеспечения устойчивости движения колесной пары с коническими поверхностями контакта, при наличии зазоров между гребнями колесных и головками рельсовой колеи, однако, с другой стороны, стала одной из причин повышения износа гребней колес.
Смешанный характер движения грузовых и пассажирских поездов в нашей стране, осуществляющийся по одним и тем же железнодорожным линиям, обусловил необходимость корректировок параметров единой системы колесо – путь. Изменение характеристик рельсошпальной решетки за счет применения железобетонных шпал и замены рельсов Р-50 на Р-65 привело к увеличению величины необрессоренной массы в системе колесо – путь. Замена букс скольжения на буксы качения в конструкции ходовых частей всех типов вагонов исключила смазку рельсов жидким осевым маслом за счет протечки букс скольжения. Эти обстоятельства оказали существенное влияние на взаимодействие колесных пар и рельсов [4]. Изменение параметров рельсовой колеи: установление возвышения наружного рельса в кривой 150 мм для обеспечения повышенной скорости движения пассажирских поездов и комфорта пассажиров, заужение рельсовой колеи с 1524 мм до 1520 мм для уменьшения вероятности возникновения извилистого движения колесной пары, отмена дифференциации ширины колеи в зависимости от радиуса кривой, способствовали значительному увеличению горизонтальных рамных сил. Некоторые несоответствия размеров и их допускаемых отклонений железобетонных шпал и рельсов Р-65, реализованных в эксплуатации, привели к возникновению системной ошибки, при которой ширина рельсовой колеи была заужена. При движении грузового состава в кривой при большом возвышении наружного рельса до 150 мм, обустроенным под пассажирское движение, величина центростремительной силы (отрицательное ускорение) на колесной паре может достигать критической величины: 0,7 от вертикальной нагрузки (Рвер). При этом колесо, движущееся по наружному рельсу может обезгруживаться полностью, что наблюдается в реальной эксплуатации вагонов (рис. 5).
Рис. 5. Отрыв колеса от рельса
Fig. 5. Wheel separation from the rail
Перечисленные выше факторы с учетом изменения структуры управления предприятиями железнодорожного транспорта привели к появлению интенсивных износов колесных пар. Вопросы повышения межремонтного пробега рассматривались достаточно подробно в МИИТе и ряде других организаций с целью выработки конкретных рекомендаций. Было установлено, что предельный износ гребней достигает при пробеге 80 – 120 тыс. км, в то время как прокат колесной пары не превышает 5–6 мм. На первом этапе исследований выявлены конструктивные и эксплуатационные предпосылки, оказывающие влияние на интенсивность износа. Установлено, что величина горизонтальных рамных сил в тележках грузовых вагонов зависит от величины коэффициента относительного трения рессорного подвешивания. Фактическая величина нагрузки на колесо существенно отличается от средне-статической при поколесном взвешивании на ±15 %. При прохождении вагоном кривых минимальная величина горизонтальных рамных сил наблюдается при равновесной скорости.
В БГТУ подробно исследованы профили колеса и рельса с целью установления «степени конформности», существенных и достаточных условий его образования. Оптимальность их совместной работы зависит от конструктива и условий эксплуатации [5]. К аналогичному выводу пришли китайские исследователи при изучении взаимодействия рельса и колес большегрузных тележек, работающих на железнодорожной линии Да-Цинь. Выявлен полый и ассиметричный характер изнашивания, а также количественно определено влияние глубины впадины на угол наклона колесной пары и боковую силу. На основании проведенных исследований сделан вывод о том, что прогнозировать износ колес с помощью численных методов можно для фактических эксплуатационных условий железнодорожных линий [6]. По предположению других зарубежных исследователей основными факторами, влияющими на развитие дефектов колес, являются свойства материала колеса и рельса, контактная нагрузка между колесом и рельсом, резонанс колесной пары и работа тормозной системы поезда [7].
При проведении МИИТом эксплуатационных испытаний цистерн [8], перевозящих нефть, на замкнутых маршрутах было установлено, что на цилиндрических опорных поверхностях пятник-подпятник происходят неравномерные износы на первой и второй тележках, что обусловлено воздействием тормозных сил, возникающих при торможении и препятствующих повороту тележки относительно кузова. Величина тормозных сил зависит от количества торможений и режимов эксплуатации. Максимальное усилие, действующее на цилиндрические поверхности узла пятник-подпятник, пропорционально половине максимального давления в тормозном цилиндре, которое может достигать 4 атм.
Следует отметить, что эксплуатационные условия изменить практически невозможно, поэтому целесообразно предусмотреть внесение новых конструктивных решений в ходовую часть вагона на основе изучения других причин, влияющих на величину горизонтальных рамных сил. Основным способом передачи нагрузки от кузова вагона на тележки в серийно выпускаемых отечественных модификациях является опирание стального пятника кузова на плоскую стальную поверхность подпятника, а при отклонениях кузова – на боковые скользуны, что не позволяет свободно вращаться колесным парам при прохождении кривых и неровностей пути, оказывает существенное влияние на величину горизонтальных рамных сил, способствует интенсивному износу гребней. Уменьшение момента трения в подпятниковом узле может быть обеспечено за счет применения антифрикционных прокладок. Эта идея реализована в научно-исследовательских работах под руководством Н.А. Панькина и Е.П. Королькова на 3-х осных тележках 6-ти осных думпкаров, работающих на разрезах Соколово-Сарбаевского комбината. В узле пятник-подпятник использовали разделительные антифрикционные прокладки, которые показали свою эффективность, однако их приходилось менять через каждые 6 месяцев эксплуатации. Применение подобных прокладок на горизонтальных опорных поверхностях узла пятник-подпятник 2-х осной тележки позволит уменьшить момент трения и увеличить пробег колесной пары по фактору износа гребней колесных пар [9, 10]. В последствии появились отечественные варианты износостойких прокладок, углубленных в зеркало подпятника [11], наплавленных порошковой проволокой [12], из твердого материала, перфорированного по всей поверхности и покрытого со всех сторон смазочным материалом [13] и другие.
С целью защиты от износа подпятника надрессорной балки компанией " ЭДВАНСД КАР ЛИМИТЕД" с предложено устанавливать на (зеркало) неметаллический плоский [14]. Полимерный элемент снизил в трибосопряжении «» и, соответственно, износ сопрягаемых поверхностей, в эксплуатации под динамических , неровностями и другими причинами, происходило его разрушение.
Следовательно, одним из рациональных способов снижения горизонтальной поперечной силы со стороны рельса при прохождении вагоном кривых разного радиуса является уменьшение противокрутящего момента в опорных узлах кузова вагона на тележки.
Результаты исследований
Известно, что при вхождении вагона в кривую сначала происходит поворот пятника относительно подпятника, при этом противокрутящий момент составит [15]:
Мпят =
N μп 
, (1)
где N – нагрузка от кузова вагона, приходящаяся на одну тележку; μп – коэффициент по подпятнику; R – опорной , м; r – внутренний поверхности , м.
Далее, при прохождении круговой кривой происходит перевалка кузова вагона на боковые скользуны. В этом случае момент сопротивления составит:
ƩM(F) =
N (1-k)μп + kNμск. bск (2)
где k- доля , на боковые ; μск – трения на боковых ; bск – от центра до бокового , м.
Следовательно, одним из основных параметров, влияющих на величину противокрутящего момента, являются коэффициенты трения сопрягаемых поверхностей опорных узлов, которые, как правило, выбирают из справочных данных. Однако на практике они не совпадают с реальными значениями ввиду того, что механизм трения, вследствие рабочего состояния поверхностей сопряжения, может быть разным. В связи с чем, а также с учетом появления большого количества новых модифицированных конструкционных материалов, необходимо определить реальные коэффициенты пар трения экспериментальным методом.
С этой испытания на установке по определению трения скольжения [16] пар трения:
- (сталь) – (сталь);
- металл (сталь) - стеклонаполненный 6 (металл-полиамид);
- (сталь) - полиуретан ( );
- металл (сталь) - эластомерный с добавкой противостарителя ( эластомер);
- стеклонаполненный 6 - полиуретан (полиамид - эластомер );
- стеклонаполненный 6 - эластомерный композит ( эластомер).
В результате проведенного эксперимента (рис.6) наименьший коэффициент трения скольжения (0,11) в трения «металл - полиамид», а наибольший (0,51) - в паре трения «металл-резиновый эластомер».
В трения « – », «металл – ТПУ» и «полиамид - эластомер ТПУ» коэффициента и составили 0,32.
Рис. 6. Зависимость коэффициента
от материалов трибосопряжения
Fig. 6. Dependence of the coefficient of friction and sliding
characteristics on tribo-tension materials
Следовательно, трения в «», уменьшающей противокрутящий момент сопротивления, « – стеклонаполненный полиамид 6».
Результаты дальнейших экспериментальных исследований показали превосходство стеклонаполненного полиамида 6 над другими модификациями полиамидов (ударопрочными, литыми) по твердости и истираемости.
Испытания на стойкость к абразивному износу проведены на установке, предусматривающей прижим с вращением своей оси и , к которому они .
исследований (рис. 7) , что истираемость стеклонаполненных полиамидов , ПА6-8М в ~1,5 ниже, чем ударопрочных (-1, ПА6-УМ1), и более, чем в 2,5 раза – ударопрочной модификации ПА6-2У.
, высокая износостойкость стеклонаполненных полиамидов 6 положительно на вставки из в трибосопряжение «».
Рис. 7. Истираемость полиамидов в зависимости от их модификации
Fig. 7. Abrasion resistance of polyamides depending on their modification
немаловажными вставки с работоспособности и в условиях и ударная . Эти были на той же группы .
сравнительных испытаний на твердость шарика из тех же материалов также показали превосходство стеклонаполненных полиамидов над ударопрочными, при этом их сопротивляемость внедрению индентора выше в . Следует отметить, что твердость стеклонаполненных полиамидов с процентного в материале, что, действующие на .
С целью подтверждения целесообразности выбранного решения проведены расчеты моментов сил сопротивления повороту двухосной тележки полувагона с грузоподъемностью 35000 кг, 69500 кг и 75000 кг в разработанной для этого программе с учетом экспериментально полученных коэффициентов трения 0,11 трибосопряжение « – стеклонаполненный полиамид 6», 032 трибосопряжение « – », и промежуточный вариант – 0,25.
Результаты , что в случае скольжения металлического пятника по стеклонаполненному полиамиду 6 (коэффициент трения между ними 0,11) уменьшается повороту при на подпятник в 2,91 (рис. 8), в отличии от типового трибосопряжения « – ».
Рис. 8. моментa сил сопротивления пoворoту
от грузоподъемности для только на
Fig. 8. The ridge is the dependence of the moment of the forces
of resistance to rotation, which the trolley depends on the load
capacity for also the cycle of relying only on the lateral support
Варьирование на подпятнике и боковом , что при уменьшении на боковом до 0,11 (рис. 9), по сравнению с для сопряжения «металл-металл» - 0,32, в им 85% вертикальной , на одну , момент в 2,86 раза.
Рис. 9. Зависимость сил повороту
от коэффициента в зоне а при
опирания в при условии,
что коэффициент в зоне 0,11
Fig. 9. The dependence of the turbulent moment of forces in the form
of resistance to the rotation of the urgups trolley on the spherical
value of the coefficient reaches friction in zone a with various
different support schemes in the loaded composites exceed the mode,
provided that the coefficient of friction method in the zone increases the bearing 0.11
Следовательно, момента тележки при грузовым вагоном кривых разного радиуса можно достичь путем одновременного снижения трения в зоне подпятника и боковых скользунов. Так, трения 0,11 на опор кузова на тележки в 2,91 момент при прохождении вагоном кривых любого радиуса.
Расчетным методом установлено, что условием износа при кривых является не момента кузова над , от горизонтальной со стороны , составляет 29,4 от силы 3 .
Выводы
Результаты настоящего исследования показали, что данному все схемы при величине коэффициента трения 0,11 в зонах подпятника и скользунов, что соответствует свободному прохождению вагоном кривых разного радиуса. а при больших коэффициентах на скользуне, в им не более 15% , т.е. свободному прохождению кривых большого радиуса и переходных кривых.
Следовательно, для уменьшения в кривых целесообразно коэффициент в зонах подпятника и скользунов. , износа уменьшаться противокрутящего .
Минимальное значение коэффициента трения скольжения получено в сопряжении «металл-полиамид», что при реализации его в опорных узлах тележки позволит им более свободно вращаться вокруг оси пятника.
В настоящее время разработаны различные композиционные полимерные материалы, одновременно обладающие высокими прочностными и антифрикционными свойствами, например, полиамиды, модифицированные стекловолокном, дисульфидом молибдена, фуллереновыми наполнителями, которые способны работать в высоконагруженных опорных узлах грузовых вагонов. Внедрение таких материалов в качестве компонента трибосопряжения опорных узлов позволит снизить износ гребней колес грузовых вагонов при прохождении кривых участков пути.
1. Combes CL, Houser FN, Gillespie NE, Koch EM, Lewis RG. Car and Locomotive Cyclopedia of American Practice. New York: Simmons-Boardman Publication Corporation; 1970.
2. Verigo MF, Kogan AYa. Interaction of track and rolling stock. Moscow: Transport; 1986.
3. Filippov VN. Peculiarities of calculation, analysis and ways to improve the dynamic performance of promising high-capacity cars [dissertation]. [Moscow (RF)]: Moscow Institute of Transport Engineers (MIIT); 1986.
4. Buynosov AP. Main causes of intensive wear of rolling stock wheel tyres and methods to eliminate them. Yekaterinburg: Publishing House of UrGUPS; 2009.
5. Antipin DYa, Kosmodamiansky AS, Korchagin VO. Contact spot during conformal interaction of a railway rolling stock with a rail. Bulletin of Bryansk State Technical University. 2017;2(55):140-145. doi:https://doi.org/10.12737/article_59353e2a4df3e3.59657732.
6. Li H, Li F, Huang Yu. Research on wheel hollow wear and dynamic performance of freight radial bogies. Journal of Rail and Rapid Transit. 2017:1015-1021. doihttps://doi.org/10.1177/0954409716642486.
7. Yunshu Ts, Suebao G. Review of dynamic reactions of wheel-rail caused by wheel tread defects. Journal of Traffic and Transportation Engineering. 2021:285-315. doi:https://doi.org/10.19818/j.cnki.1671-1637.2021.01.014.
8. Filippov VN, Kanivets RF, Shmyrov YuA. Results of tests in service of tanks for liquefied petroleum gases. Deposited article in TsNII TEIityazhmash; 1987:1981-tm 87 RJ 11 B:11:1987.
9. Korolkov EP. Reduction of wheel wear of railway rolling stock with truck structural changes [dissertation]. [Moscow (RF)]: Moscow Institute of Transport Engineers (MIIT); 1997.
10. Pankin NA. Causes of intensive wear of flanges and rails and ways to eliminate it. Railway Transport. 1991;11:57-59.
11. Pranov AA, Ivashov VA, Geiler MP, Pavlyukov AE, Baranov AN, Sirina NF. Patent no. 2127682 Russian Federation, MPK B61F 5/16, B61F 5/52. The body support unit on the railway rolling stock bogie: no. 97103493/28. 1999 March 20.
12. Voronin NN. Development of a method for assessing the resource of a car center plate by the wear criterion [abstract of the dissertation]. [Moscow (RF)]: Moscow Institute of Transport Engineers (MIIT); 1999.
13. Charkin VV, Berezin VV, Panin YuA, Trifonov AV. Patent no. 2465161 Russian Federation, MPK B61F 5/16. Center plate unit of the body support on the freight bogie: no.2011/123682/11. 2012 Oct 27.
14. Orlova AM, Sukhikh IV. Patent no. 103520 Russian Federation, MPK B61F 5/00. Wear-resistant protection of the truck female center plate: no.2010144650/11. 2011 Apr 20.
15. Davydov AN, Smolyaninov AV. Distribution of the vertical load between the truck female center plate and elastic side bearers of constant contact. Collection of scientific papers: Traffic safety, improvement of the car construction and resource-saving technologies in car facilities. Yekaterinburg: Publishing House of UrGUPS. 2010;76 (159):63-70.
16. Kurzina, AM. Ways to reduce the wear intensity wheel flanges of freight cars cars [dissertation]. [Moscow (RF)]: Russian University of Transport (MIIT); 2021.
