Анализ динамических сил, действующих на элементы колёсной пары, с целью диагностики буксовых подшипников

УДК 621.822

, ,

, (РГУПС)

АНАЛИЗ ДИНАМИЧЕСКИХ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ЭЛЕМЕНТЫ КОЛЁСНОЙ ПАРЫ, С ЦЕЛЬЮ ДИАГНОСТИКИ БУКСОВЫХ ПОДШИПНИКОВ

При движении тягового подвижного состава (ТПС) и вагонов отдельные их элементы и узлы подвергаются действию различных переменных динамических сил (силы взаимодействия между вагонами и локомотивом; силы, обусловленные ускорениями при трогании с места, разгоне и торможении; силы взаимодействия с верхним строением пути и др.). Безопасность следования ТПС и вагонов, бесперебойность и рентабельность работы всего железнодорожного транспорта зависят от их технического состояния.

В реальных условиях колёсные пары и рельсы имеют различные неров­ности на поверхностях катания, в результате чего в элементах и узлах ТПС и вагонов возникают различные взаимодействия между ними, сопровождаю­щиеся динамическими нагрузками. Кинетическая энергия локомотива затрачивается не только на поступательное движение вагонов, но и на преодоление сил трения, возбуждения колебаний, вызывающих износ буксовых подшипников, прокат бандажей и разрушение других конструкций подвижного состава.

Одним из путей снижения сил динамического взаимодействия является улучшение технического состояния элементов колёсно-моторных блоков ТПС и колёсных пар вагонов. Как известно, локомотив или вагон состоит из кузова, опирающегося на раму тележки, и ходовых частей. Между кузовом и тележками, а также между тележками и колёсными парами имеются различные связи, через которые и происходит передача динамических нагрузок.

Колёсные пары за счёт неровностей пути или неровностей на бандажах колёсных пар, за счёт зазоров между гребнями колёс и рельсами, а также за счёт зазоров в буксовых подшипниках совершают различные угловые и линейные колебания в пространстве.

Линейные связи между элементами бывают жёсткими или упруго-деформируемыми, которые могут быть линейно-деформируемыми, когда реализуемая в связи деформация D прямо пропорциональна действующему на связь силовому фактору, т. е. , где с – жёсткость связи, а Р – силовой фактор.

Источником всех динамических возмущений в пути и подвижном составеявляется колёсная пара, движущаяся по неровностям пути или имеющая неровности на поверхности катания колёс. Действующие на колесную пару силы и динамический паспорт показаны на рис. 1.

От гребня набегающего колеса на головку рельса в точке А действует направляющее усилие У. В точках Б и В, в которых на рельс передаются вертикальные нагрузки, к бандажам приложены поперечные составляющие сил трения QБ и QВ, величины которых пропорциональны вертикальным нагрузкам от колёс а рельсы РБ и РВ. Направления сил трения противоположны направлению усилия в том случае, когда угол набегания колеса на рельс положителен, т. е. таков, что гребень бандажа в своём движении стремится пересечь головку рельса. Если же гребень в своём движении стремится уйти внутрь колеи, то силы трения QБ и QВ будут действовать в ту же сторону, что и направляющее усилие У. К торцу оси колёсной пары через упорную шайбу, укреплённую в крышке буксы, приложено усилие УР, представляющее собой результат действия группы горизонтальных сил через раму тележки на направляющую колёсную пару, называемую рамным усилием. Очевидно, что:

. (1)

Знак «+» употребляется при положительном знаке угла набегания, знак «–» – при отрицательном. При определении величины поперечной составляющей силы трения QБ набегающего колеса необходимо указывать то обстоятельство, что нагрузки на оба колеса рассматриваемой колёсной пары будут неодинаковы. Вертикальная нагрузка на набегающее колесо будет равна:

, (2)

Рис. 1. Усилия, действующие на колесную пару (а)

и динамический паспорт для горизонтальной плоскости (б)

Вертикальная нагрузка складывается из статической нагрузки РСТ, дополнительной нагрузки от действия центробежной силы Ц и составляющей силы тяжести П, приложенных в центре тяжести подвижного состава на высоте над уровнем головок рельсов (n – общее число колёсных пар, знак “+” – для наружного рельса, знак ” – ” – для внутреннего) и из дополнительной нагрузки от действия рамного усилия УР на торец оси. Нагрузка на противоположное колесо будет равна:

. (3)

Уточнённые значения QБ и QВ можно расчитать по следующим выражением:

где f – коэффициент трения;

x1 – полюсное расстояние, которое определяется выражением

x1 = , (5)

где L – база тележки;

R – радиус кривой ;

– суммарный зазор между гребнями и головками рельсов с уширением колеи (принимается в соответствии с ПТЭ).

Рассмотрим более подробно силы, действующие на тележку при ее движении по кривым участкам пути. Это движение характеризуется тем, что тележка гребнями колес набегает на рельс и под действием сил в контакте поворачивается вокруг оси, перпендикулярной к плоскости пути.

Схема сил, действующих на тележку в кривой R с центром О1, для случая, когда полюс поворота О находится позади колесной пары, показано на рис. 2.

Силы трения Р0·f (Р0 – вертикальная нагрузка на колесо, а f – коэффициент трения) приложены в точках контакта колес с рельсами и направлены перпендикулярно к прямой, соединяющей эту точку с полюсом поворота О. Составляющие силы трения разлагаются на силы Н и Т, первые из которых направлены поперек, а вторые – вдоль оси пути.

Из рис. 2 видно, что интересующие нас продольные составляющие сил трения колесной пары всегда направлены в противоположные стороны и образуют пару сил, препятствующую повороту колесной пары вокруг полюса О.

Рис. 2. Силы действующие на колесную пару

Момент продольных сил трения Мтп уравновешивается моментом продольных рамных усилий F, которые определяются из условий равновесия

F= (6)

где P0 – вертикальная нагрузка на ось;

S – расстояние между кругами катания колёс;

f – коэффициент трения;

2b – расстояние между буксовыми подшипниками;

xn – центр поворота тележки.

Таким образом, создаваемая горизонтальная нагрузка на роликовые подшипники окажется направленной посередине метки оси. Поэтому под воздействием продольных рамных усилий на буксу колесная пара будет неизбежно отжиматься от ее перпендикулярного к продольной оси положения на некоторый угол b, при этом буксовые пружины, сопротивляясь повороту своими реакциями, направленными в противоположные стороны, создают момент пары сил в горизонтальной плоскости.

Продольная рамная сила суммируется по правилу параллелограмма с вертикальной нагрузкой и, увеличивая равнодействующую, приводит к возрастанию эквивалентной нагрузки на подшипник. Вызываемое этим явлением соответствующее понижение расчетной долговечности подшипников является закономерным и неизбежным.

Расчетная долговечность роликовых подшипников определяется из выражения:

(7)

где Q – условная радиальная нагрузка, действующая на подшипник;

n – число оборотов подшипника в минуту;

h – расчетная долговечность подшипника, ч;

С – коэффициент работоспособности подшипника (берется по каталогу).

Отсюда легко получить формулу, выражающую долговечность подшипника в часах работы:

. (8)

Таким образом, источником всех динамических возмущений в пути и подвижном составе является колесная пара, движущаяся по неровностям пути или имеющая неровности на поверхности катания колес.

Конструкция колесной пары и размещенных на ней букс с подшипниками качения весьма сильно влияет на изменение всех динамических сил, т. е. надежность работы букс ТПС и вагонов в значительной мере зависит от технического состояния подшипников качения.

Поэтому своевременное измерение и анализ собственной корпусной вибрации букс колесных пар на стенде перед и после ремонта позволит разработать эффективные мероприятия по диагностике буксовых подшипников, что повысит надежность и безопасность движения поездов.

Выводы

1.  Преждевременный выход из эксплуатации буксовых подшипников подвижного состава объясняется некоторыми недостатками конструкции уплотнительных элементов букс, их монтажа и эксплуатации, а также технологическими неточностями изготовления и ремонта самих подшипников.

2.  Надёжная эксплуатация работы буксовых подшипников определяется качеством монтажно-демонтажных работ, т. е. нельзя допускать относительных перекосов колец подшипников, необходимо тщательно измерять детали подшипника, обеспечивать чистоту при сборке подшипника и проводить испытания собранных колёсных пар с отремонтированными буксовыми подшипниками на стенде диагностической станции депо с реверсировкой.

3.  Для уменьшения повреждений буксовых подшипников при выполнении сварочных работ надо обеспечивать надёжное заземление непосредственно у места сварки, чтобы исключить возможность прохождения тока через подшипники.

4.  Точная установка колёсной пары в раме тележки, кроме увеличения длины волны извилистого движения, снижения толчков со стороны пути и поперечных рамных сил, обеспечивает ликвидацию одностороннего набегания гребней колёс на рельсы и увеличивает, тем самым, устойчивость движения вагонов в колее.