Розвиток методів розрахунку та випробувань буксових підшипникових вузлів вантажних вагонів з урахуванням особливостей їх експлуатації

Дисертацією є рукопис

Робота виконана в Українській державній академії залізничного транспорту Міністерства транспорту та зв'язку України

Науковий консультант доктор технічних наук, професор

Тартаковський Едуард Давидович,

Українська державна академія залізничного

транспорту, кафедра Експлуатація та ремонт рухомого складу, завідувач кафедри

Офіційні опоненти доктор технічних наук, професор

Кельрих Мусій Борисович, Державний економіко-технологічний університет транспорту, кафедра Вагони, завідувач кафедри

доктор технічних наук, професор

Савчук Орест Макарович,

Дніпропетровський національний університет

залізничного транспорту, кафедри Вагони,

професор

доктор технічних наук, професор

Головінов Геннадій Георгійович, Академія митної служби України, кафедра Транспортні системи та технології, завідувач кафедри

Актуальність теми дисертації

Залізничний транспорт України є складною системою технологічних підрозділів і транспортних засобів, які повинні забезпечити перевезення вантажів із максимально допустимою швидкістю та мінімальною собівартістю за умови забезпечення безпеки руху. Відмова елементів конструкції вагона, яка призводить до відчеплення вагона від поїзда під час руху, створює не лише загрозу безпеці руху, але спричиняє затримку вантажів у дорозі, зумовлюючи суттєві збитки залізничного транспорту.

Питанням підвищення надійності вагонних букс, що обладнані підшипниками кочення, завжди приділялось багато уваги провідними фахівцями залізничного транспорту та інших галузей машинобудування. В цьому напрямку фундаментальні дослідження виконувалися і виконуються такими науковими організаціями, як ВНДІЗТ, ПКТБ ЦВ МШС, ДержНДІВ, ВНДІПП. Свій внесок у вивчення проблем підвищення надійності буксових вузлів зробили фахівці МДУ ШС (МІІТ), ДНУЗТ (ДІІТ), РосВУШС (ВЗІІТ), УкрДАЗТ та ін.

Загальним питанням підвищення надійності виробів машинобудування присвячені фундаментальні дослідження І. О. Ушакова, Д. М. Решетова, М. М. Дмітрієва, В. Є. Канарчука, В. В. Болотіна, Г. В. Дружиніна. Питання впровадження ресурсозберігаючих технологій на залізничному транспорті висвітлені в дослідженнях М. І. Данька, Д. В. Ломотька, Т. В. Бутько та ін. Над підвищенням надійності рухомого складу залізниць успішно працюють наукові школи, які очолюють Є. П. Блохін, Б. Є. Боднар, О. Л. Голубенко, Ю. В. Дьомін, М. Б. Кельрих, В. М. Котуранов, В. І. Мороз, С. В. Мямлін, Е. Д. Тартаковський, В. І. Сенько та ін. Удосконаленню системи технічного обслуговування рухомого складу присвячені дослідження О. Б. Бабаніна, Г. Г. Басова, М. І. Горбунова, В. І. Могили, А. П. Фалендиша. Результати численних робіт зі збільшення надійності ходових частин рухомого складу викладені в дослідженнях Ю. П. Бороненка, В. М. Бубнова, А. В. Донченка, В. Г. Маслієва, Г. І. Петрова, О. М. Савчука, П. А. Устича, В. Ф. Ушкалова.

Вивченню умов роботи підшипників букс вагонів присвячені роботи Г. О. Амеліної, В. Ф. Девяткова, В. А. Петрова, А. І. Полякова, В. М. Чеба-ненка, В. В. Абашкіна. Над проблемами удосконалення конструкції елементів роликових букс працювали В. М. Цюренко, К. В. Мотовілов, А. Д. Шавши-швилі. Удосконаленню методів розрахунку довговічності підшипників присвячені роботи М. А. Галахова та М. В. Родзевича. Проблеми створення надійної конструкції поліамідного сепаратора висвітлено в статтях В. Г. Анд-рієвського, А. В. Гайдамаки, І. М. Егорової та ін.

Проведені дослідження виявили, що буксові підшипникові вузли вантажних вагонів, які обладнані циліндричними роликовими підшипниками, знаходяться у важких умовах комбінованого навантаження, коли на основний елемент буксового вузла (підшипники) одночасно діють радіальні та осьові зусилля. Переважна більшість досліджень була спрямована на підвищення працездатності підшипникового вузла шляхом внесення численних удосконалень в його конструкцію без зміни принципової схеми передачі навантаження на підшипники. Реалізація практично всіх запропонованих технічних рішень зводилася до ускладнення технології виготовлення підшипників (або інших елементів букси). При цьому не було отримано істотних переваг у безвідмовності й довговічності. Перевірка доцільності використання тих або інших технічних рішень відбувалася емпіричним шляхом за допомогою проведення довготривалих стендових або експлуатаційних випробувань. В той же час кожен з дослідників пропонував власну методику проведення випробувань, бо відсутній єдиний методологічний підхід до організації подібних випробувань.

Дослідження напруженого стану елементів підшипникових вузлів (в першу чергу безпосередньо підшипників) виконувалося головним чином за допомогою плоских моделей, які не дозволяли повністю врахувати особливості внутрішньої геометрії підшипника та дослідити об'ємний напружений стан підшипникових вузлів.

Крім того, існуючі методи розрахунку довговічності підшипників недосконалі, бо не враховують низку експлуатаційних навантажень: прогин шийки осі під навантаженням, податливість корпусу букси, перерозподіл навантажень між роликами підшипника під час сумісної дії радіальних та осьових сил та ін. Це не дає можливості на стадії проектування визначати показники надійності буксових підшипників.

На підставі викладеного сформульовано задачі дисертаційної роботи.

У другому розділі на базі аналізу еволюції розвитку конструкцій буксових підшипникових вузлів показано, що після численних випробувань для використання в буксах вантажних вагонів була прийнята конструкція підшипникового вузла з двома циліндричними підшипниками розмірами 130Ч250 мм на тепловій посадці. Цьому сприяло поєднання високої несучої спроможності циліндричних підшипників при радіальному завантаженні з технологічністю при виготовленні та виконанні монтажно-демонтажних робіт.

За результатами аналізу було запропоновано обґрунтування процедури розв'язання науково-прикладної проблеми розвитку методів розрахунку та випробувань буксових підшипникових вузлів з урахуванням особливостей їх експлуатації та діючих експлуатаційних навантажень, яка узагальнює визначення параметрів перспективних підшипникових вузлів вантажних вагонів.

Суть її полягає у наступному. На першому етапі проводяться такі дослідження:

1.1Визначення режимів навантаження буксових підшипникових вузлів в експлуатації;

1.2Проведення збору даних щодо надійності букс під час експлуатації;

1.3Вибір методів для визначення показників надійності елементів буксових підшипникових вузлів вантажних вагонів;

1.4Визначення відповідних показників надійності та порівняння з нормативними;

1.5Встановлення причин недостатньої надійності;

1.6Вибір параметрів для перспективних буксових підшипникових вузлів.

На другому етапі виконується прогноз технічних характеристик буксових підшипникових вузлів. При цьому виконується оцінка напружено-деформованого стану елементів буксових підшипникових вузлів, яка складається з таких завдань:

2.1Вибір задачі деформованого твердого тіла;

2.2Створення геометричної моделі буксового підшипникового вузла, що досліджується; задання характеристик матеріалів;

2.3Визначення параметрів навантаження підшипникових вузлів, задання граничних умов;

2.4Формування розрахункової схеми навантаження конструкції буксового підшипникового вузла;

2.5Вибір типу скінченних елементів. Дискретизація геометричної моделі обраними скінченними елементами;

2.6Визначення параметрів напружено-деформованого стану елементів конструкції буксових підшипникових вузлів;

2.7.Пошук раціонального технічного рішення.

На третьому етапі визначаються показники надійності буксового підшипникового вузла. Для цього виконується:

3.1Створення моделі визначення показників надійності буксових підшипникових вузлів, що досліджуються;

3.2Встановлення залежностей між імовірністю безвідмовної роботи, еквівалентними напруженнями та -відсотковим ресурсом;

3.3Обчислення -відсоткових ресурсів для різних ймовірностей безвідмовної роботи.

На четвертому етапі виконується експериментальна перевірка технічних характеристик буксових підшипникових вузлів шляхом проведення стендових та експлуатаційних випробувань.

Для реалізації положень зазначеної процедури на першому етапі була встановлена залежність зміни параметра потоку відмов вантажних вагонів через відмови підшипникових вузлів (у розрахунку на 1 млн ваг. км) за період 1995-2006 р., оскільки саме цей показник дозволяє узагальнити зміни, які відбулися за цей час на залізничному транспорті: зменшення робочого парку вагонів, коливання вантажообігу, виключення вагонів з інвентарного парку і т. п. Встановлено, що за останні тридцять років цей показник збільшився більш, ніж в 10 разів.

Для отримання достовірної інформації про надійність елементів підшипникових вузлів вантажних вагонів були проведені спеціальні обстеження у вагонних депо Південної, Донецької, Львівської та Одеської залізниць. В результаті встановлено, що понад 30 % оглянутих циліндричних підшипників мають пошкодження. З оглянутих підшипників 8 % не придатні до подальшого використання і вимагають заміни. Основні причини бракування - пошкодження від утоми, раптові відмови (тріщини та відколи), корозія. Фактично 10 % підшипників відмовляють вже після 4,5 року експлуатації.

Для встановлення причин недостатньої надійності роликових букс був розглянутий процес силової взаємодії елементів.

При русі вагона осьові сили передаються торцями роликів у режимі ковзання "сталь по сталі" об напрямні борти кілець. Переважна більшість несправностей, що виявляються при планових оглядах, а також більшість аварійних відмов є наслідком недостатньо обґрунтованої конструктивної схеми буксового вузла з циліндричними підшипниками.

У той же час дворядні конічні підшипники вільні від цього недоліку. Сприйняття радіальних та осьових навантажень в даному підшипнику повністю відбувається в місці контакту роликів із зовнішнім і внутрішніми кільцями.

Третій розділ присвячений дослідженню завантаженості елементів буксового підшипникового вузла вантажного вагона з дворядним конічним підшипником.

Перспективним інструментом розрахунку і вдосконалення буксових підшипникових вузлів є побудова і дослідження математичної моделі з урахуванням результатів деяких базових експериментів.

Всі навантаження, що сприймаються роликовими підшипниками, передаються через ролики від одного кільця підшипника іншому. Навантаження, що сприймається окремим роликом, залежить від конструкції внутрішньої частини підшипника і характеру прикладеного навантаження. Найбільш важливими вимогами для підшипників є обмеження стосовно довговічності та величини максимальних контактних напружень. Останні в свою чергу залежать від навантаження, що приходиться на кожен з роликів. Згідно з цим постановка завдання вибору підшипника для букс вантажних вагонів має такий вигляд

(1)

де - контактні напруження, що допускаються; - 90-відсотковий ресурс,- зовнішній діаметр підшипника, м; - внутрішній діаметр підшипника, м; l - довжина підшипника, м; n - кількість роликів у підшипнику.

При цьому були введені такі обмеження: не перевищує 3500 МПа, а 90-відсотковий ресурс - не менше 800 тис. км пробігу.

Для визначення навантажень, що діють на ролики підшипника та подальшого дослідження їх напружено-деформованого стану розглянемо конічний роликовий підшипник (рис. 1). Він являє собою систему матеріальних тіл. Будемо відносити до зовнішніх навантажень сили дії корпусу і осі відповідно на зовнішню і внутрішню посадочні поверхні підшипника та сили ваги його деталей.

Для визначення взаємних пересувань елементів підшипника під дією зовнішніх навантажень введемо координатну систему OXYZ з віссю Z, яка розташована по осі підшипника, та віссю X, що направлена вертикально вгору. Площина XOY проходить через середній перетин підшипника (рис. 1). Система координат нерухома відносно внутрішнього кільця підшипника.

На підшипник діють зовнішні навантаження, які являють собою вектор навантажень

.(2)

Дія цих навантажень викличе відповідні пересування

.(3)

Введемо також циліндричну систему координат r, , z з тим же початком відліку та віссю z, де кут є кутом між віссю r та негативним напрямком осі x (рис. 2).

Вісь кожного ролика складає певний кут к з віссю підшипника, тому доцільно ввести відповідну похилу систему координат , , (рис. 2). Вісь складає кут к з напрямом. Внутрішнє кільце завантажено системою сил, які визначаються вектором в точці з координатами

.(4)

Відповідні вектори пересувань:

,.(5), (6)

Вектори , , визначаються у похилій системі координат індексом k за допомогою матриці перетворень

, .(7), (8)

, .(9), (10)

, (11, (12)

.(13)

Вектор навантажень , який прикладений до окремого ролика, перетворюється у еквівалентний вектор сили , який прикладений до кільця

,(14)

де транспонована матриця , є матрицею перетворень.

Еквівалентні сили, що діють з боку роликів на кільця, тепер можна просумувати і отримати загальне рівняння рівноваги підшипника

.(15)

Підставимо у (15) вираз (14)

(16)

де - половина кута конусності ролика (рис. 3); F_c - відцентрова сила; Q_h - сила взаємодії торця ролика з опорним бортом; Q_зов, Q_вн - сила взаємодії ролика відповідно з зовнішнім та внутрішнім кільцем; T_зов, T_вн - момент в зоні контакту відповідно з зовнішнім та внутрішнім кільцем; - кут контакту торця ролика.

Стосовно залізничних конічних підшипників, які мають відносно великі габарити, треба зазначити, що вони використовуються при невеликих частотах обертання. Тому дією відцентрових сил можна нехтувати. Тоді система рівнянь для визначення зусиль набуває остаточного вигляду

Дана система розв'язується чисельно. Але запропонована модель визначення навантажень на ролики буксового підшипника у верхній зоні не враховує податливість корпуса букси, наявність якого суттєво вплине на розподілення навантажень між роликами.

Для усунення цього недоліку був використаний метод, запропонований професором О. М. Савчуком, який передбачає сумісне використання методу скінченних елементів (МСЕ) та узагальненого методу сил для розв'язання плоскої задачі в буксі з циліндричними підшипниками. Даний метод був доопрацьований для аналізу завантаженості роликів у буксі з конічним підшипником. Результати розрахунків наведено на рис. 4.

Очевидно, що розподілення навантажень між роликами відрізняється від класичного випадку, що описаний Штрібеком. Встановлено, що найбільш навантаженим є не центральний ролик, а два сусідніх. Це обумовлено конструктивними особливостями корпуса букси.

Після визначення навантажень, що діють на кожен з роликів підшипника, повний напружений стан ролика в зоні контакту з зовнішнім кільцем, викликаний розподіленням контактних напружень на прямокутній площадці, визначається такими залежностями

Відповідно напруження в зоні контакту ролика з внутрішнім кільцем підшипника обчислюються за формулами (19-24) за умови зміни у чисельнику цих формул виразу .

Довговічність підшипників головним чином залежить від величини та розподілення контактних напружень уподовж твірної роликів. Тому необхідно одержати розподіл контактних навантажень в конічному підшипнику від дії експлуатаційних навантажень.

Відомі рішення контактної задачі відносяться до випадків стикання тіл з поверхнями постійної кривизни, коли площадка контакту має форму вузького прямокутника або еліпса. Але при торканні двох роликів, якщо твірна хоч би одного з них має змінну кривизну, площина контакту має іншу форму, і точне математичне рішення для таких випадків відсутнє.

Якщо до прикладання навантаження тіла кочення мають точковий контакт то після прикладання навантаження вони наблизяться один до одного на величину .

Кожне з цих рівнянь визначає пружну деформацію на деякій смузі.

Але розв'язання цієї системи рівнянь аналітичним шляхом або за допомогою чисельних методів являє значні складнощі. З практичної точки зору для визначення деформацій та контактних напружень доцільно використовувати метод скінченних елементів (МСЕ), який базується на фундаментальних роботах О. Зенкевича, Л. Сегерлинда, М. М. Шапошникова та ін.

Для вирішення завдань тривимірного напруженого стану використаємо кінцеві елементи у формі тетраедра, що мають по три степені вільності у вузлі, та полілінійну апроксимацію переміщень.

Розв'язання задачі здійснювалося за допомогою одного з найбільш потужних пакетів програм - ANSYS. На першому етапі методами препроцесора ANSYS була створена геометрична модель буксового підшипникового вузла вантажного вагону з дворядним конічним підшипником, яка складалася з корпусу букси, зовнішнього, двох внутрішніх кілець та комплекту роликів, а також шийки осі. При створенні геометричної моделі не враховувалася наявність торцевого кріплення та елементів ущільнення, оскільки вони не впливають на напружений стан елементів підшипника та корпусу (рис. 8). Складові елементи конструкції виконано за номінальними розмірами з нульовими припусками.

Наступним етапом роботи було перетворення геометричної моделі буксового вузла з дворядним конічним підшипником в скінченно-елементну. Ця робота виконувалася з урахуванням наявності в пакеті ANSYS великої бібліотеки скінченних елементів, яка дозволяє моделювати широке коло завдань.

Для моделювання об'ємів використовувалися скінченні елементи, що характеризуються десятьма вузлами та мають три степені вільності в кожному вузлі: переміщення у напрямі осей вузлової системи координат.

З метою зменшення обсягу обчислювальної роботи, та враховуючи симетричність конструкції, в подальшому розглядалася четверта частина моделі (рис. 9).

Для моделювання контактної взаємодії застосовувалися спеціальні контактні елементи. Елемент має ті самі геометричні розміри, що і пов'язані з ним об'ємні елементи. Контактні елементи мають загальний набір геометричних характеристик. З урахуванням швидкості виконання розрахунків та точності отриманих результатів розроблена модель складалася з 4100 об'ємних тетраедричних скінчених елементів і 120964 вузлів. Навантаження моделі здійснювалося в площинах глобальної системи координат (0XYZ). Посадочна поверхня внутрішнього кільця закріплювалася повністю (переміщення по всіх трьох степенях вільності прирівнювалися до 0). Також обмежувалися переміщення кілець підшипника уздовж шийки осі.

Запропонована модель дозволяє імітувати різні варіанти навантаження з оцінкою напружено-деформованого стану як самого підшипника, так і буксового підшипникового вузла в цілому.

Проведені розрахунки свідчать про те, що в конічному підшипнику навантаження сприймається 9 роликами, які розміщені у верхній частині підшипника.

На рис. 10 показана залежність зміни напружень в зоні контакту ролика з зовнішнім кільцем при дії радіальних навантажень.

Визначено, що в діапазоні експлуатаційних навантажень максимальні напруження не перевищують 1200 МПа, що суттєво менше напружень, які допускаються.

Очевидно, що поява осьових сил не впливає суттєво на величину і характер розподілення напружень. Напруження збільшуються лінійно в залежності від зростання величини діючого осьового навантаження (в зоні контакту з зовнішнім кільцем від мінімальних 711 МПа до максимальних 1055 МПа). Аналогічна картина має місце в зоні контакту з внутрішнім кільцем від мінімальних 450 МПа до максимальних 1010 МПа). Але навіть при найбільш несприятливому режимі завантаження не перевищують напружень, що допускаються.

При дії радіального навантаження величиною 360 кН характер розподілення напружень приблизно однаковий як для внутрішніх, так і зовнішніх кілець: максимальні значення біля крайків ролика та поступове зменшення у середині ролика. Найбільші напруження виникають на кінцях другого (1198 МПа) та третього роликів (1111 МПа).

Поява осьових сил викликає перерозподіл напружень у підшипнику (рис. 13). При сумісній дії радіального навантаження величиною 360 кН та осьового навантаження 45 кН в зоні контакту з зовнішнім кільцем розподілення напружень як між роликами, так і уздовж твірної стає більш рівномірним.

У той же час в зоні контакту з внутрішнім кільцем має місце значний крайовий ефект

У четвертому розділі викладені результати стендових випробувань різних конструкцій буксових підшипників. Однією з важливих характеристик підшипників є опір обертанню. Для його визначення використаємо метод "вибігу".

Враховуючи, що на час проведення випробувань актуальними залишалися питання дослідження працездатності поліамідних сепараторів у циліндричних підшипниках, випробуванням підлягали комплекти циліндричні роликові підшипники як з латунними, так і поліамідними сепараторами, а також дворядні конічні підшипники.

Метою стендових випробувань підшипників для букс вантажних вагонів були порівняльні дослідження моментів тертя і температури нагріву підшипників при різних режимах радіального і осьового навантаження. Випробування проводилися при частотах обертання вала 168, 335, 502 і 670 об/хв, що відповідало швидкостям руху потяга 30, 60, 90 і 120 км/год.

Для проведення випробувань використовувався тяговий електродвигун, на кінці вала якого за допомогою перехідної втулки встановлювалися дослідні підшипники. Радіальне та осьове навантаження створювалися за допомогою пружин. Визначення моментів тертя проводилося методом вимірювання кутових прискорень уповільнення обертів якоря електродвигуна на вибігу (при відключеному живленні і піднятих щітках колектора) з подальшим математичним перерахунком.

При частотах нижче 160 об/хв це пояснюється порушенням (продавлюванням) гідродинамічного шару мастила, причому нижнє критичне значення частоти обертання, при якому збільшується момент тертя, різко зростає при збільшенні радіального навантаження на підшипники.

Одержані величини моментів тертя дослідних здвоєних роликопідшипників з конічними роликами при суто радіальному навантаженні вище, ніж у типових підшипників. При сумісній дії радіального і осьового навантажень моменти тертя дослідних підшипників на15ч30 % нижче, ніж у типових. При цьому більше зниження моментів тертя має місце при великих осьових навантаженнях.

Температурні випробування підшипників проводилися на тій же установці, що і при дослідженні моментів тертя. Випробування проводилися при температурі навколишнього середовища 7ч11С. Температура нагріву контролювалася за допомогою термопар, встановлених у верхніх точках зовнішніх кілець випробовуваних підшипників.

Аналіз результатів свідчить про те, що при мінімальному радіальному навантаженні 38 кН температура всіх підшипників, які проходили випробування, практично не відрізняється одна від одної.

Збільшення радіального навантаження до 95 кН (режим 1) відразу ж позначилося на температурному режимі (рис. 15). Якщо температура нагріву циліндричних роликопідшипників з латунними і поліамідними сепараторами практично однакова у всьому діапазоні швидкостей, то дворядний конічний роликопідшипник мав вже на 8ч9 % менший рівень нагріву.

Поява осьового навантаження (режим 2) викликало збільшення цієї різниці.

При проведенні випробувань в режимі 3 (радіальне навантаження 114 кН та осьове навантаження 29,4 кН) обидва циліндричні підшипники досягли сталої температури понад 95С вже в режимі частоти обертання 335 об/хв (16,6 м/с), після чого випробування були припинені через побоювання заклинювання підшипників і можливе пошкодження випробувальної установки. Дворядний конічний підшипник успішно працював при всіх швидкостях робочого діапазону, а при швидкості 120 км/год його температура не перевищувала 80С.

Таким чином, проведені випробування показали, що дворядний конічний підшипник при дії радіальних навантажень не поступається циліндричним підшипникам.

У поєднанні з осьовим навантаженням його сталі температури нагріву нижче, ніж у типових підшипників. Зменшення температури нагріву складало залежно від режиму навантаження від 3 до 50 %. Це свідчить про кращі експлуатаційні характеристики конічних підшипників, оскільки сприятливо позначається на працездатності підшипникових вузлів в цілому.

У п'ятому розділі викладено результати динамічних випробувань вагонів, обладнаних дослідними буксовими підшипниками. Випробування були проведені в лютому-квітні 2003 р. згідно з методикою, затвердженою Головним управлінням вагонного господарства Укрзалізниці на полігоні Новомосковськ-Дніпровський - Балівка Придніпровської залізниці. Дослідний поїзд був сформований із вагона-лабораторії та п'яти піввагонів, які були обладнані буксовими вузлами з трьома типами дворядних конічних підшипників, контрольними циліндричними підшипниками виробництва АТ ХАРП (Україна) та циліндричними підшипниками виробництва німецької фірми “FAG” (кожен вагон обладнаний виключно одним типом підшипників).

Для вимірювань та реєстрації динамічних процесів під час проведення ходових динамічних випробувань застосовувався мобільний вимірювально-обчислювальний комплекс вагона-лабораторії (похибка вимірювання ±1,5 %). Випробувальне обладнання атестоване відповідно до вимог ГОСТ 24555-81 „Порядок аттестации испытательного оборудования. Основные положения”.

У ході проведення динамічних випробувань реєструвалися такі процеси, які характеризують ходові якості вагона під час руху з різними швидкостями на прямих, кривих ділянках колії і стрілочних переводах:

· коефіцієнти вертикальної динаміки сил, які діють на надресорну балку візка;

· коефіцієнти вертикальної динаміки сил, які діють на бокові рами візка;

· горизонтальні (поперечні) сили, що діють від колісної пари на бокові рами візка;

· вертикальні і горизонтально-поперечні прискорення кузова в зоні шкворневого вузла;

· динамічні прогини ресорного підвішування;

· переміщення візка в горизонтально-поперечній площині щодо кузова вагона - виляння візка.

Випробування проводилися в два етапи:

1 етап - випробування в порожньому режимі;

2 етап - випробування при завантаженні вагонів до повної вантажопідйомності.

Залежності рамних сил від швидкості руху для навантаженого режиму подані на рис. 16. Як видно з наведених залежностей, простежується зростання рамних сил, а далі слідує незначний спад, і максимальна величина складає 63,7 кН на вагоні №606377119 (конічні підшипники 130Ч230 мм з адаптером). Це менше величини, що допускається нормативною документацією.

Функціональні залежності рамних сил від швидкості руху вагона визначалися у вигляді поліномів.

Проведені випробування довели, що вагони, які обладнано дослідними конічними підшипниками, задовольняють вимоги нормативних документів щодо динамічних якостей при швидкостях руху до 33,3 м/с (120 км/год). Показники коефіцієнтів вертикальної і горизонтальної динаміки для навантаженого і порожнього режимів у всіх дослідних вагонах знаходяться в межах допустимих значень.

Обладнання вантажних вагоів конічними під-шипниками не по-гіршує їх дина-мічних якостей. Найвищий рівень рамних сил у діа-пазоні швидкостей 60ч100 км/год у порожньому режи-мі був у вагона № 60679214 з циліндричними під-шипниками, а у навантаженому ре-жимі у вагона № 60677119, що обладнаний конічними підшипниками з адаптером.

Слід зазначити, що найбільш стабільні характеристики рамних сил мав вагон №60679040 з конічними підшипниками 130Ч240 мм, причому цей вагон мав найбільший пробіг і меншу щодо пробігу величину зносу гребенів. Це дозволяє припустити, що має місце пропорційна залежність величини рамних сил від величини зносу гребенів коліс, але необхідні окремі дослідження цього питання.

У шостому розділі викладені результати теоретичних та експериментальних досліджень довговічності та безвідмовності букс з дворядними конічними підшипниками.

Довговічність буксових вузлів головним чином визначається довговічністю буксових підшипників. Згідно з вимогами міжнародного стандарту ISO 281:2001, основним показником, що характеризує їх довговічність, є 90-відсотковий ресурс. Але обчислення теоретичного 90-відсоткового ресурсу для залізничних буксових підшипників дає результати, які перевищують фактичний в 2ч3 рази. Це відбувається тому, що при розрахунках ряд величин обчислюється за допомогою спрощених формул, які не враховують низку діючих експлуатаційних чинників.

Згідно з теорією Лундберга-Пальмгрена, для підшипників, у яких до прикладання навантаження форма контакту (лінійний або точковий) невідома, довговічність рекомендується обчислювати за виразом

З використанням поняття межі напруження від утоми введемо у розгляд додаткову величину X

Тоді остаточно модель визначення довговічності буксових підшипників набуває наступного вигляду

Еквівалентне навантаження для кожного контакту i-го ролика з кільцем обчислювалося, з урахуванням попередніх результатів

Отримані значення далі узагальнювались окремо для контакту із зовнішнім та внутрішнім кільцями. Динамічна вантажопідйомність обчислювалася з урахуванням крайових напружень біля кінців роликів.

Визначення імовірності безвідмовної роботи виконувалося з урахуванням досліджень В. Є. Канарчука та М. М. Дмітрієва в залежності від додаткового параметра

Отримані результати дали можливість виконати порівняльну оцінку надійності циліндричних і конічних підшипників.

Переважна більшість дослідників для опису напрацювання підшипників до відмови використовує розподілення Вейбулла-Гнеденко.

Але треба відзначити, що сукупність отриманих даних не відповідає умовам статистичної однорідності, тому що у загальну вибірку включені як поступові, так і раптові відмови, напрацювання як нових підшипників, так і тих, що вже пройшли відновлення. В цьому випадку доцільно використовувати суперпозиційний закон розподілення напрацювання. Результати обстеження циліндричних буксових підшипників свідчать, що серед них виникають відмови від утоми, раптові та корозійні відмови. Відповідна функція щільності розподілення відмов матиме такий вигляд

Величини p₁, p₂, p₃ були встановлені за результатами оглядів технічного стану буксових підшипників у вагонних депо. При цьому p₁ дорівнює 0,068, p₂=0,875, p₃=0,057, а сума .

Для відмов від утоми використаємо розподілення Вейбулла-Гнеденко, функція щільності розподілення якого

Система рівнянь для визначення параметрів

Якщо оцінка параметра відома, то значення оцінки параметра можна отримати, підставивши оцінку параметру в будь-яке рівняння (36).

Стосовно отриманих даних відомо, що відмови у моменти часу t_i та t_i+1 належать до раптових; відповідно тоді трапилось та відмов. Функція щільності розподілення для експоненційного розподілення, що описує модель раптових відмов, матиме такий вигляд:

Розв'язавши цю систему рівнянь, отримуємо

Аналогічно, якщо вважати, що напрацювання до відмови циліндричних підшипників через корозійні пошкодження розподілене за нормальним законом, то відповідна система рівнянь

Середній строк служби циліндричних буксових підшипників складає 9,7 року (рис. 19), а 90-відсотковий ресурс циліндричних буксових підшипників - 4,5 року, що практично співпадає з результатами спостережень в експлуатації.

Отримані в результаті спостережень дані дали можливість визначити показники довговічності різних виробників циліндричних підшипників. Так, 90-відсотковий ресурс підшипників виробництва 8 ДПЗ складає 3,5 року, підшипників виробництва 16 ДПЗ - 5,5 року.

Залежність напрацювання до відмови торцевого кріплення складалась на підставі розподілення Вейбулла-Гнеденко (рис. 20)

З наведених даних можна зробити висновок, що кращі показники довговічності має торцеве кріплення за допомогою шайби.

Враховуючи те, що конічні підшипники обладнані власним ущільненням, можна припустити, що вони не матимуть відмов від корозії. Тоді функція щільності розподілення напрацювання до відмови матиме вигляд (рис. 21)

Для експериментальної перевірки отриманих результатів були проведені експлуатаційні випробування на залізницях України. Експлуатаційні випробування складалися з двох етапів.

На першому етапі випробування вагонів з експериментальними підшипниками проводилися під керівництвом автора в дослідному маршруті Укрзалізниці Роковата - Ужгород, який призначений для перевірки працездатності перспективних зразків вагонів та їх вузлів.

Характерною особливістю експлуатації вагонів у цьому маршруті є їх мінімальний простій (як правило, не більше 2-3 діб) і стабільність умов експлуатації. Час руху в одному напрямі не перевищує 4 діб, що суттєво відрізняється від умов експлуатації на загальній мережі залізниць.

План та кількість об'єктів випробувань визначалися згідно з вимогами ДСТУ 3004-95. Для проведення експлуатаційних випробувань був обраний план NUT, де - N кількість об'єктів випробувань, U означає, що об'єкти вип-робувань у випадку відмови не замінюються новими або відремонтованими, T означає граничне напрацювання, при досягненні якого випробування припиняються. Тоді у припущенні, що напрацювання до відмови буксових підшипників підкоряється розподіленню Вейбулла, для плану NUT число об'єктів випробувань визначається за такою формулою:

Тому в роботі запропонована модель перерахунку режиму проведення експлуатаційних випробувань буксових вузлів з урахуванням особливостей режиму завантаження.