Инновационные факторы развития Транссиба на современном этапе. Часть 2

В результате проведенных исследований по моделированию сигналов вибрации подшипников с типичными неисправностями можно сделать вывод о том, что процедуру восстановления временных сигналов из трех видов спектров можно использовать для формирования моделей тестовых временных сигналов (ВЭД).

Выводы

1.Виртуальные эталоны дефектов подшипников являются новым классом тестовых сигналов.

2.Определено понятие «виртуальный эталон дефекта» как модель временного сигнала вибрации(виброускорения, виброскорости или виброперемещения) полученного (записанного) с реального объекта диагностирования, содержащего подшипник, с известным дефектом (или дефектами).

3.Показано, что наиболее рациональным способом получения набора виртуальных эталонов дефектов для подшипниковпо движного состава является использование уже имеющихся баз данных, содержащих спектры нескольких видов.

4.Отработана практическая методика восстановления временного сигнала из трех видов спектров.

5.Определены критерии сравнения исходного и восстановленного временного сигнала вибрации.

Библиографический список

1.Тэттэр В.Ю. «Эталоны» неисправностей для диагностики роторных механических узлов /Мир измерений. 2007. № 10. С. 14–19.

2.Дополнение теории спектрального анализа материалов элементами оценки физико-механических свойств и использования виртуальных эталонов: дис. … докт. техн. наук: 05.11.13 / Кузнецов Андрей Альбертович;

Омск. ОмГТУ, 2007. 333 с.

3.Ермишин С.М. Возможности создания виртуальных эталонов/ Измерительная техника. 2002. № 10. С. 10–13.

4.Тэттэр В.Ю., Молодова Е.В. Реализация вибрационных эталонов неисправностей подшипников колесно-моторных блоков локомотивов/ Энергосберегающие технологии, контроль и управление для предприятий железнодорожного транспорта. Межвузовский тематический сборник научных трудов. Омск: Омский гос. ун-т путей сообщения, 2011. С. 31–34.

143

Международная научно-практическая конференция

А.П. Шиляков

Омский государственный университет путей сообщения, Омск

Энергоэффективность режимов работы механизма сцепления движущего колеса с рельсом

Вопросам повышения энергоэффективности работы узлов тягового подвижного состава отводится важное значение при решении проблемы ресурсосбережения на железнодорожном транспорте. Уменьшение непроизводительных затрат энергии является целью деятельности целого ряда подразделений ОАО «РЖД».

Механизм сцепления колеса с рельсом относится к тем узлам, чрезмерные потери энергии в которых сводят на нет эффективную работу всего локомотива. При этом сам механизм работает в очень сложных и специфичных условиях, на его работу влияет большое количество зачастую случайных факторов. Все это существенно затрудняет анализ процессов, происходящих в контакте колеса с рельсом, и получение количественной оценки потерь энергии, сопровождающих работу данного механизма. Одним из путей решения этой проблемы является метод энергетического баланса [1], позволяющий качественно оценить и пояснить процессы, характеризующие энергетику механизма сцепления.

Реализация тяговых и тормозных усилий колесом тягового подвижного состава представляет собой процесс передачи движения посредством сил трения, образующихся в зоне контактирования колеса с рельсом под действием веса локомотива. Передача усилия в механизме сцепления колеса с рельсом сопровождается затратами энергии, которые в общем виде можно представить интегралом:

где Рсц – потери мощности в механизме сцепления колеса с рельсом; Fсц – сила сцепления; Vск = V -V0 – скорость проскальзывания колеса относительно рельса(скорость скольжения); V0, V – скорость поступательного движения колеса и полная скорость колеса; t – время.

Эта энергия расходуется на преобразование структуры и различные деформации материалов контактной пары и в конечном

144

Инновационные факторы развития Транссиба на современном этапе. Часть 2

итоге приводит к изнашиванию поверхности катания бандажа колесных пар и рельсов.

Коэффициент полезного действия, характеризующий энергоэффективность механизма сцепления колеса с рельсом, определяется, в конечном итоге, соотношением скоростей движущего колеса:

где Рк = Р - DРсц – мощность, реализованная в механизме и иду-

щая на тягу поезда(полезная); Р – мощность, подводимая к механизму сцепления от тягового электропривода локомотива (полная).

Ввыражении (2) предполагается отсутствие динамических процессов развития – прекращения боксования, что выражается

равенством силы тяги Fк.д, действующей со стороны тягового электродвигателя и силы сцепления Fсц.

Вобщем случае величина скорости скольженияVск зависит от соотношения этих сил и определяется уравнением боксования [1]:

где mвр – приведенная масса колесной пары и связанных с ней вращающихся частей.

Силы Fк.д и Fсц, входящие в правую часть уравнения (3), зависят не только от скорости колесной пары, но и в общем виде изменяются во времени. При этом в зависимости от стационарности параметров уравнения боксования можно получить несколько характерных моделей изменения потерь энергии Qсц.

Рассмотрим случай, когда сила тяги и силы сцепления не изменяются во времени. Режим работы механизма сцепления Fк.д = const и Fсц = const можно рассматривать как идеальный или крайне редко встречающийся при движении поезда по реальному рельсовому пути. Модель формирования потерь энергии в механизме сцепления

Qсц при некоторой скорости движения V0 показана на рис. 1. Здесь характеристика сцепления Fсц(V) представлена в «классическом» виде с четко выраженным максимумом, восходящей (рабочей) и

145

Международная научно-практическая конференция

падающей ветвями. Тяговая характеристика Fк.д(V) в целях упрощения имеет линейный вид. Характеристики «зеркально» перенесены из первого квадранта во второй. Точка равновесия силы тяги и силы сцепления дает устойчивый режим реализации тяговых усилий.

Если процесс взаимодействия силFк.д и Fсц происходит на восходящей ветви характеристики сцепления, скорость скольжения Vск невелика и, как правило, не превышает 2 % от полной скорости колесной пары V. Затраты энергии Qсц в этом случае также незначительны и являются «продуктивными» – без них невозможна реализация тяговых усилий. Однако при переходе процесса на падающую ветвь, что является результатом развившегося устойчивого боксования колесной пары, потери энергии в механизме сцепления существенно возрастают, что отражается в снижении его КПД. В этом случае большую часть затрат Qсц в механизме сцепления составляет «непродуктвная» составляющая, которая в прямом смысле слова является потерей энергии. Снижение этой составляющей является основным путем для повышения энергоэффективности данного механизма.

одиночного колесно-моторного блока (рис. 2). В этом случае Fк.д =

146

Инновационные факторы развития Транссиба на современном этапе. Часть 2

= f(V, t) и Fсц = f(Vск). Устранение боксования происходит за счет уменьшения силы тяги в результате перехода с характеристики F'к.д(V) на характеристику F''к.д(V), что соответствует действиям машиниста локомотива по переводу контроллера на более низкую позицию регулирования тягового привода.

В исходном состоянии (время t в интервале от нуля до t1) происходит реализация силы тяги на уровне, близком к ограничению по сцеплению. Механизм сцепления работает в стационарном режиме при Fк.д 1 = const. В момент времени t = t1 происходит срыв сцепления и начинается процесс развития боксования колесной пары. В результате скорость V увеличивается в соответствииc тяговой характеристикой F'к.д (V) за счет увеличения проскальзывания колеса относительно рельса. Скорость поступательного движения V0 остается неизменной (в действительности она может даже снизиться за счет уменьшения реализуемой силы тяги).

Рис. 2. Модель формирования затрат энергии в механизме сцепления колеса с рельсом в процессе развития-прекращения боксования

Процесс стабилизируется в точке 2 в момент времени t = t2, когда система приходит в равновесное состояние. В результате боксования скорость скольжения возросла с Vск1 до Vск2, одновременно сила тяги снизилась сFк.д1 до Fк.д2. Очевиден рост затрат энер-

147

Международная научно-практическая конференция

гии Qсц в механизме сцепления, так как потери мощности увеличиваются за счет роста скорости скольжения в несколько раз от первоначального значения. КПД механизма уменьшается на ве-

V0

Переход на более низкую позицию регулирования производится машинистов в момент времениt = t3. В результате скорость скольжения уменьшается в соответствии с характеристикой сцепления с Vск2 до Vск3 (точка 3). Однако процесс в точке 3 не останавливается, поскольку точка является неустойчивой, и при малейшем смещении от нее вправо(момент времени t = t4) начинается прекращение боксования. Процесс сопровождается восстановление силы тяги до уровня Fк.д4, близкого к первоначальному. В момент времени t = t4 скорость скольжения уменьшается до значения

тывая соотношения скоростей Vск1 и Vск4, близко к исходному значении этого коэффициента.

В результате «потери – восстановления» сцепления наблюдается рост затрат энергии в зоне контакта колеса с рельсом, что отражается временным уменьшением КПД механизма сцепления. Кон-

кретная величина потерь будет зависеть от состояния контакта «колесо – рельс», свойств тягового электропривода (жесткости тяговых характеристик), длительности процессов и степени оперативности действий машиниста или системы защиты от боксования.

Еще одним вариантов нестационарного режима работы механизма сцепления является процесс, сопровождающийся временным изменением параметров характеристики сцепленияFсц = f(Vск, t). Тяговая характеристика в этом случае не меняет своего положения (изменение параметров регулирования тяговыми двигателями не происходит), а сила тяги определяется только значением скорости колесной пары Fк.д = f(V). Примером такого режима может служить изменение коэффициента сцепления в результате подачи песка под колесную пару или наезда на загрязненность на поверхности рель-

148

Инновационные факторы развития Транссиба на современном этапе. Часть 2

са, а также как следствие вертикальных колебаний конструкции локомотива. Рассмотрим модель образования затрат энергии Qсц на примере уменьшения – восстановления сцепления в результате проезда колесной пары масляного пятна (рис. 3).

Как и в предыдущем случае, предположим, что до момента времени t = t1 имеет место стационарный процесс реализации силы тяги при некоторой скорости поступательного движенияV0. Взаимодействие сил происходит на восходящем участке характеристики сцепления Fсц(V) и скорость скольжения Vск невелика.

В результате наезда колесной пары на масляное пятно в момент времени t = t1 коэффициент сцепления начинает уменьшаться. В рассматриваемой модели изменение формы характеристики сцепления не учитывается срыв.

Рис. 3. Модель формирования затрат энергии в механизме сцепления колеса с рельсом

При временном снижении силы сцепления в результате проезда масляного пятнасцепления сопровождается переходом процесса на падающую ветвь зависимости Fсц(V) и ростом проскальзывания колеса относительно рельса с Vск1 до Vск2. Одновременно реализуемая сила тяги уменьшается до значенияFк.д2. В точке 2

149