Повышение конструкционной и критической скоростей движения высокоскоростных электропоездов тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, кандидат наук Харитонов Антон Витальевич

• Харитонов Антон Витальевич
• кандидат наук
• 2025

Оглавление диссертации кандидат наук Харитонов Антон Витальевич

ВВЕДЕНИЕ

1 ОБЗОР РАНЕЕ ВЫПОЛНЕННЫХ РАБОТ В ОБЛАСТИ

ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1 Анализ технических параметров скоростных и высокоскоростных электропоездов

1.2 Анализ конструкций и параметров рессорного

подвешивания скоростных и высокоскоростных электропоездов

1.3 Анализ работ в области динамики рельсовых экипажей

1.3.1 Введение в исследования динамики рельсовых экипажей и решение проблем контактной задачи

1.3.2 Анализ подходов в моделировании динамики

рельсовых экипажей

1.4 Выводы по первому разделу

2 РАЗРАБОТКА МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ СВОБОДНЫХ И ВЫНУЖДЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ РЕЛЬСОВОГО ЭКИПАЖА

2.1 Использование программного комплекса «Универсальный механизм» для решения задач динамики рельсовых экипажей

2.3 Модель колесной пары

2.4 Модель буксовой ступени рессорного подвешивания

2.5 Модель кузовной ступени рессорного подвешивания

2.6 Математическая модель тягового привода

2.7 Математическая модель кузова электропоезда

2.8 Модель пути и задание неровности

2.9 Методология исследования

2.10 Выводы по второму разделу

3 ВЕРИФИКАЦИЯ РАЗРАБОТАННОЙ МОДЕЛИ СКОРОСТНОГО ЭЛЕКТРОПОЕЗДА

3.1 Расчет собственных частот колебаний модели и построение

амплитудно-частотных характеристик

3.2 Исследование свободных горизонтальных колебаний модели и расчет критической скорости движения

3.3 Верификация разработанной модели на основе данных натурных испытаний электропоезда «Сапсан»

3.4 Выводы по третьему разделу

4 ПОВЫШЕНИЕ КРИТИЧЕСКОЙ СКОРОСТИ СКОРОСТНЫХ ЭЛЕКТРОПОЕЗДОВ ЗА СЧЕТ ПОПЕРЕЧНОГО ПОДРЕССОРИВАНИЯ ТЯГОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

4.1 Исследование эффекта инерционного демпфирования

4.2 Математическая модель тягового привода класса II с индивидуальным поперечным подрессориванием тяговых двигателей

4.3 Влияние массы тяговых электродвигателей на устойчивость движения

4.4 Результаты исследования устойчивости движения экипажа с индивидуальным поперечным подрессориванием тяговых двигателей

4.5 Исследование вынужденных колебаний экипажа с индивидуальным поперечным подрессориванием тяговых двигателей

4.6 Выводы по четвертому разделу

5 ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ ПАРАМЕТРОВ ГОРИЗОНТАЛЬНЫХ СВЯЗЕЙ КОЛЕСНОЙ ПАРЫ И РАМЫ ТЕЛЕЖКИ НА УСТОЙЧИВОСТЬ ДВИЖЕНИЯ ЭКИПАЖА

5.1 Влияние линейной продольной и поперечной жесткостей связи буксовой ступени рессорного подвешивания на устойчивость движения

5.2 Исследование эффективности применения узла горизонтальной связи колесной пары и рамы тележки гидроблока с частотно-зависимой упруго-вязкой характеристикой

5.3 Результаты численного исследования

5.4 Выводы по пятому разделу

6 ВЛИЯНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ СХЕМ ТЯГОВЫХ ПЕРЕДАЧ НА УСТОЙЧИВОСТЬ ДВИЖЕНИЯ ЭЛЕКТРОПОЕЗДА

6.1 Применение тягового привода класса III на скоростном подвижном составе

6.2 Особенности конструкции и параметров тягового привода класса III

для высокоскоростных экипажей. Постановка задачи исследования

6.3 Математическая модель тягового привода класса III

6.4 Изменение величин инерционных параметров тележки и привода

6.5 Подбор жесткости горизонтальной связи колесных пар с рамой

тележки

6.6 Подрессоривание тягового двигателя в вертикальном и поперечном направлении

6.7 Изменение схемы расположения опорных точек блоков тяговых приводов на раме тележки и поперечное подрессоривание моторно-редукторного блока

6.8 Выводы по шестому разделу

7 ИССЛЕДОВАНИЕ ВЫНУЖДЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ РАЗРАБОТАННЫХ МОДЕЛЕЙ ЭКИПАЖЕЙ ПРИ ДВИЖЕНИИ ПО РЕЛЬСОВОМУ ПУТИ С ПРЕДЕЛЬНЫМ УРОВНЕМ НЕРОВНОСТЕЙ

7.1 Выбор моделей экипажа и результаты исследования

7.2 Выводы по седьмому разделу

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК СОКРАЩЕНИЙ И УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ А

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

ПРИЛОЖЕНИЕ В

ПРИЛОЖЕНИЕ Г

ПРИЛОЖЕНИЕ Д

ПРИЛОЖЕНИЕ Е

ПРИЛОЖЕНИЕ Ж

ПРИЛОЖЕНИЕ И

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Повышение конструкционной и критической скоростей движения высокоскоростных электропоездов»

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы исследования. Проблема повышения скоростей движения на железных дорогах возникла сначала постройки железных дорог и ввода их в эксплуатацию. Рост промышленного производства, появление и укрепление деловых связей между промышленными центрами требует развития средств сообщения.

В 60 - 70 гг. двадцатого века на железнодорожном транспорте стран Азии и Европы начались работы по созданию сети магистралей, на которых скорости движения поездов превышают 200 км/ч. В 1964 году в Японии началась эксплуатация первой линии высокоскоростной системы Shinkansen железной дороги Tokaido протяженностью 515 км, где поезда достигали скорости 210 км/ч. Перед постройкой этой линии японские инженеры провели обширные научные исследования, в результате которых было заявлено, что система «колесо - рельс» может быть использована до 400 км/ч при применении соответствующих средств безопасности и комфорта при движении скоростных поездов. Затем были построены линии с максимальными скоростями движения 240 - 275 км/ч.

Применение на Японских скоростных поездах пневмоподвешивания вместо металлических элементов подвешивания кузова обеспечило требуемую плавность хода и комфорт для пассажиров. Применение на тележках легких тяговых двигателей, подрессоренных на раме тележки и передача вращающего момента с помощью зубчатой муфты на опорно-осевой редуктор, фактически стала типовой схемой тяговой передачи для многих современных высокоскоростных электропоездов Японии, Германии и Китая.

В 1981 г. во Франции был введен в эксплуатацию первый участок магистрали Париж - Лион, где поезда TGV (Train a Grande Vitesse) достигали скорости движения 260 км/ч. Позже высокоскоростные линии появились в Италии, Германии, Испании.

В СССР был спроектирован, построен и поступил в регулярную

эксплуатацию в 1984 году первый советский, скоростной электропоезд постоянного тока ЭР200. Эксплуатация этого электропоезда с перерывами на доработку и модернизацию продолжалась до 2009 года. В 1992 году по инициативе РАО «ВСМ» и МПС РФ началась разработка в ЦКБ МТ «Рубин» высокоскоростного электропоезда «Сокол 250» (ЭС250). Электропоезд был изготовлен и в 2000 году начались его испытания. В 2001 году проведена первая поездка из Санкт-Петербурга в Москву и обратно. Была достигнута рекордная скорость в 236 км/ч на одном из участков. Однако, межведомственная приемочная комиссия представила по результатам испытаний заключение, из которого следовало, что электропоезд не может быть рекомендован для ввода в эксплуатацию с пассажирами.

С 2009 года в нашей стране активно эксплуатируются электропоезда «Сапсан». Однако экипажная часть электропоезда не отвечает необходимым требованиям для эксплуатации со скоростью движения свыше 360 км/ч и требует новых технических решений.

Продолжительное время скоростное движение на железных дорогах ограничивалось значительными горизонтальными колебаниями тележек при движении поездов с большими конструкционными скоростями. Эти колебания вызывали большие динамические силы воздействия на путь, не обеспечивали требуемую плавность хода в вертикальном и горизонтальном направлениях.

В связи с тем, что конструкционная скорость высокоскоростных электропоездов зависит от критической скорости, которая должна быть в выше конструкционной, то возникает задача поиска способов увеличения критической скорости движения.

Анализ существующих и поиск новых технических решений для проектируемых высокоскоростных поездов остается актуальной задачей для России. Рассматриваемые в диссертации вопросы актуальны в свете разработки российского проекта высокоскоростной железнодорожной магистрали (ВСМ).

Степень разработанности темы исследования. Исследованиями колебаний рельсового подвижного состава, проблемой выбора параметров

рессорного подвешивания и повышения критической и конструкционной скоростей движения занималось много отечественных ученых, среди которых необходимо отметить: С.М. Андриевского, И.В. Бирюкова, Е.П. Блохина, Г.П. Бурчака, М.Ф. Вериго, С.З. Вершинского, Л.О. Грачеву, В.Д. Дановича,

A.А. Долматова, В.Л. Данилова, И.И. Исаева, Н.А. Ковалева, А.А. Камаева,

B.А. Камаева, Л.А. Кальницкого, А.Я. Когана, В.М. Кондрашова, С.М. Куценко, В.А. Лазаряна, В.Б. Меделя, Г.И. Петрова, Е.К. Рыбникова, А.Н. Савоськина, М.М. Соколова, С.И. Соколова и многих других.

Большой вклад сделали зарубежные ученые: де Патер, Ф. Картер, Дж. Калкер, Г. Клингель, К.Л. Джонсон, Т. Мацудайра, А.Н. Уиккенс, Х. Хейман и другие.

Эти исследования содержат фундаментальные положения динамики рельсовых экипажей, методы дифференциального и интегрального исчислений, решения проблемы контактной задачи и устойчивости движения, однако, в значительной части проводились для скоростей движения железнодорожного экипажа до 250 км/ч с использованием упрощенных динамических моделей.

При моделировании динамики высокоскоростных экипажей со скоростями движения 360 - 400 км/ч ключевым является исследование сложных многомассовых математических моделей с нелинейными упруго-диссипативными характеристиками, что способствует получению достоверных результатов математического моделирования.

Целью диссертационного исследования является разработка технических решений и исследование упруго-диссипативных параметров экипажной части моторной тележки для высокоскоростного электропоезда с увеличенной критической и конструкционной скоростью движения.

Задачи диссертационного исследования.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

- выполнить регрессионный анализ технических параметров скоростных и высокоскоростных электропоездов различных стран, для определения области значений технических параметров перспективного поезда;

- разработать математическую модель вертикальных и горизонтальных колебаний кузова, тележек, колесных пар, моторного и прицепного вагонов электропоезда, с учетом математических моделей тягового привода, имеющего рамный тяговый двигатель и опорно-осевой редуктор (класс II тягового привода [1]), тягового привода класса, имеющего опорно-рамный тяговый двигатель и редуктор (класс III тягового привода [1]) и рельсового пути;

- выполнить проверку адекватности разработанной модели экипажа и её верификацию в соответствии с результатами эксплуатационных испытаний электропоезда «Сапсан», проведённых ВНИИЖТом в 2009 г.;

- исследовать влияние индивидуального поперечного подрессоривания тяговых электродвигателей (ТЭД) для моторной тележки с тяговым приводом класса II, а также поперечного подрессоривания моноблока двигатель-редуктор (МРБ) для моторной тележки с тяговым приводом класса III на устойчивость движения, воздействие на железнодорожный путь и безопасность движения экипажа;

- исследовать влияние упругих параметров связи колесной пары и рамы тележки на устойчивость движения, а также проанализировать модель узла связи колесной пары и рамы тележки с частотно зависимой жесткостью.

Научная новизна работы заключается в следующем:

- разработана математическая модель моторного и прицепного вагонов высокоскоростного электропоезда, в которой учтены колебания элементов тягового привода, рельс, представленных в виде сосредоточенной массы, а также нелинейности элементов рессорного подвешивания и профиля колес колесных пар;

- исследовано применение массы тягового привода в качестве динамического гасителя колебаний (инерционного демпфера) для тележки высокоскоростного электропоезда. Рассмотрен вариант индивидуального подрессоривания тягового электродвигателя в поперечном направлении для тягового привода класса II, а также предложен вариант поперечного подрессоривания моноблока двигатель-редуктор для тягового привода класса III. Применение данных схем способствует увеличению критической скорости и

снижению поперечных сил взаимодействия экипажа и пути;

- предложено применение в качестве узла связи колесной пары и рамы тележки гидроблока с частотно зависимой радиальной жесткостью. Результаты исследования подтвердили эффективность применения динамической продольной жесткости связи колесной пары и рамы тележки в продольном направлении.

Теоретическая и практическая значимость работы:

- тяговый электродвигатель или моноблок двигатель-редуктор, подрессоренный в поперечном направлении, проявляет свойства динамического гасителя колебаний. Динамическое демпфирование поперечных колебаний рамы тележки способствует повышению критической скорости экипажа;

- максимальный эффект динамического демпфирования достигается при собственной частоте поперечных колебаний двигателя близкой к частоте колебаний колесной пары. В связи с этим, оптимальная собственная частота поперечной подвески двигателя или МРБ определяется параметрами продольно-поперечной связи колесной пары и рамы тележки;

- найдены оптимальные упруго-диссипативные параметры поперечного подрессоривания тягового двигателя или МРБ, обеспечивающие наибольшую критическую скорость движения и выполнение нормативных значений показателей динамических качеств (ПДК), которые можно реализовать и применить в конструкции моторной тележки высокоскоростного электропоезда, путем подрессоривания тягового двигателя или моноблока двигатель-редуктор с помощью упругих блоков;

- при выборе продольной жесткости связи колесной пары и рамы тележки равной 54 МН/м на буксу в конструкции моторной тележки с тяговым приводом класса II и индивидуальным поперечным подрессориванием двигателя, критическая скорость составила 433 км/ч (120 м/с), а максимальная скорость по условиям не превышения допустимых значений ПДК составила 365 км/ч;

- при выборе продольной жесткости связи колесной пары и рамы тележки равной 12 МН/м на буксу в конструкции моторной тележки с тяговым приводом класса III и поперечно-упругим креплением моноблока двигатель-редуктор на раме

тележки, критическая скорость составила 864 км/ч (240 м/с), а максимальная скорость по условиям не превышения допустимых значений ПДК составила 461 км/ч;

- диапазон значений продольной жесткости связи колесной пары и рамы тележки, при котором достигается максимальная критическая скорость движения высокоскоростного экипажа, составляет от 10 МН/м до 20 МН/м на буксу. Данные величины жесткостей можно реализовать в конструкции тележки высокоскоростного электропоезда, путем замены штатного резинометаллического шарнира рычажной буксы на резинометаллический шарнир с необходимыми упругими параметрами;

- применение динамической продольной жесткости связи колесной пары и рамы тележки способствует значительному снижению боковых, рамных сил, а также показателя износа при движении в кривых участках пути как большого, так и малого радиусов. Это достигается путем замены штатного резинометаллического шарнира рычажной буксы на гидроблок с частотно-селективной жесткостью;

Методология и методы исследования. В диссертационном исследовании использовались следующие методы:

- методы и положения теории механики твердого тела, математического анализа, математического моделирования;

- 3Э-моделирование узлов исследуемой механической системы железнодорожного экипажа с помощью САПР программных пакетов;

- численное моделирование колебаний механической системы с помощью встроенных инструментов программного пакета «Универсальный механизм»;

- вероятностный и спектральный анализ реализаций случайных процессов, полученных в ходе численных экспериментов.

Положения, выносимые на защиту:

- результаты расчета критической скорости, а также численного исследования вынужденных колебаний модели моторной тележки высокоскоростного электропоезда, с тяговым приводом класса II и индивидуальным поперечным подрессориванием тяговых двигателей с помощью

упругих блоков;

- результаты определения критической скорости и численного исследования вынужденных колебаний модели моторной тележки высокоскоростного электропоезда, с тяговым приводом класса III и поперечным подрессориванием тяговых двигателей и моноблока двигатель-редуктор с помощью упругих блоков;

- результаты численного исследования вынужденных колебаний модели моторной тележки высокоскоростного электропоезда с частотно-зависимой жесткостью связи колесной пары и рамы тележки. Исследовалось движение по прямому и в кривых участках пути;

- результаты регрессионного анализа технических параметров современных скоростных и высокоскоростных электропоездов.

Степень достоверности и апробации результатов исследований доказана на основе обеспечения удовлетворительной сходимости результатов численных расчетов модели электропоезда с параметрами одного из вариантов скоростного электропоезда ЭВС1 на 250 км/ч с коммерческим названием «Сапсан» с экспериментальными данными испытаний электропоезда «Сапсан».

Апробация работы выполнена в виде докладов на научно-технических семинарах, а именно:

- на VI всероссийской научно-технической конференции с международным участием «Эксплуатационная надежность локомотивного парка и повышение эффективности тяги поездов», проходившей 12 ноября 2021 г. в Омском государственном университете путей сообщения;

- на I международной научной конференции молодых учёных и аспирантов «Железная дорога: путь в будущее», проходившей 28 - 29 апреля 2022 г. в Научно-исследовательском институте железнодорожного транспорта (АО «ВНИИЖТ»);

- на IX международной научно-практической конференции «Информационные технологии и инновации на транспорте», проходившей 15 - 18 мая 2023 г. в Орловском государственном университете имени И.С. Тургенева;

- на заседании кафедры «Электропоезда и локомотивы» Российского университета транспорта.

1 ОБЗОР РАНЕЕ ВЫПОЛНЕННЫХ РАБОТ В ОБЛАСТИ

ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1 Анализ технических параметров скоростных и высокоскоростных электропоездов

На сегодняшний день к ведущим странам в области высокоскоростного движения относятся Япония, Китай, Франция, Германия, Испания, Италия и соответствующие компании производители подвижного состава, такие как Hitachi, Kawasaki, Alstom, Siemens, Bombardier, Sifang, Talgo. Создано несколько поколений высокоскоростных электропоездов, которые рассчитаны на эксплуатацию со скоростями 300 км/ч и выше [2, 3].

К ним относятся электропоезда, построенные на базе локомотивной тяги с сочлененными вагонами на двухосных тележках - TGV Франция, с длинными вагонами на двухосных тележках - ICE1 Германия, с короткими сочлененными вагонами на одноосных тележках - AVE Испания.

К концепции с распределенной тягой относится доминирующее большинство современных электропоездов: Shinkansen - Япония, ICE3, ICE4, Velaro - Германия, CRH, CR - Китай, ETR - Италия, TGV, AGV - Франция).

Необходимо отметить особый класс высокоскоростных электропоездов, оборудованных системой наклона кузова - технология Pendolino итальянских поездов [4] и конструкцией с радиальной установкой колесных пар - испанские Talgo [5].

Основными требованиями, предъявляемыми к высокоскоростному подвижному составу, являются: требования устойчивости движения и надежности конструкции, требования комфорта для пассажиров, требования минимального воздействия на окружающую среду.

При создании высокоскоростного поезда для России, необходимо учитывать опыт проектирования поездов зарубежных стран, в которых эксплуатационная

скорость движения приближается к отметке в 400 км/ч.

С этой целью проведен регрессионный анализ технических параметров высокоскоростных электропоездов различных стран [6], для предварительного выбора диапазона характеристик проектируемого поезда при динамических расчетах, а также оценки влияния данных параметров на безопасность и комфорт движения.

Всего в исследовании были обработаны параметры 141 серийных и экспериментальных скоростных и высокоскоростных электропоездов, а также рассмотрены предварительные параметры российского проекта [7].

На рисунке 1.1 приводится сравнение показателей удельной массы тары (отношение массы тары поезда к длине поезда, т/м, или к числу пассажиров, т/пас.). Исследовались поезда на базе локомотивной и моторвагонной тяги.

а Ук, км/ч' 400 ■

350 Н 300 250 -200 -150

1 Л + • • ■ ♦ ж

#

■ ■ + о ■

о

о

0,0 1,0 2,0 • Франция ♦ Германия х Испания + Италия Д НЕМ1М30Х о Россия

3,0 д^т/м

• Китай

■ Япония

* Англия

в Ук, км/ч' 350 А

250

150

X

■

• к ♦

Г А

+ р

0.0 0.5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 <7Рт/м

• Франция ♦ Германия х Испания + Италия ° Россия * Англия ' Швеция

а и б - на базе моторвагонной тяги; в и г - на базе локомотиной тяги Рисунок 1.1 - Показатели удельной массы тары электропоездов

С увеличением конструкционной скорости поезда, данные показатели уменьшаются, наименьшие значения составляют 1,5 т/м (1 т/м для экспериментальных составов) и 0,5 т/пас., что свидетельствует об общей тенденции снижения массы состава и увеличения вместимости вагонов. Также необходимо отметить испанский поезд Avril, который имеет повышенную вместимость за счет увеличенной ширины вагона и небольшой вес с применением сочлененных промежуточных вагонов на легких одноосных тележках Talgo [8, 9]. Использование сочлененных вагонов позволяет снизить общее количество тележек при сохранении той же вместимости.

Показатель удельной пассажировместимости (отношение числа пассажиров к длине поезда, пас./м) (рисунок 1.2 а, в) с увеличением скорости поезда уменьшается. Для поездов с конструкционной скоростью выше 300 км/ч составляет от 1,5 пас./м до 3,25 пасс./м. Данный показатель можно увеличить за счет большей ширины вагона (3,50 - 3,55 м), что позволяет отечественный габарит подвижного состава. При ширине вагона 3,4 м китайского поезда CRH380D, показатель равен 3,08 пас./м.

Показатель удельной мощности (отношение суммарной мощности всех двигателей поезда к массе состава (рисунок 1.2 б, г) зависит от характеристик тяговых двигателей, их массы и мощности. С увеличением скорости поезда показатель увеличивается. Для поездов с конструкционной скоростью выше 300 км/ч данный показатель составляет от 15 кВт/т до 32 кВт/т.

Мощность двигателей высокоскоростных электропоездов (рисунок 1.3 а, б) составляет от 300 кВт до 625 кВт для распределенной тяги, в зависимости от максимальной скорости движения и доли моторных осей состава, и от 900 кВт до 1250 кВт для локомотивной тяги. Важным показателем современных тяговых двигателей является соотношение массы двигателя и мощности (рисунок 1.3 в).

С увеличением мощности, масса и габаритные размеры тяговых двигателей возрастают. Для обеспечения высокой скорости движения требуются двигатели повышенной мощности, однако большая масса двигателя увеличивает вес тележки, что влияет на динамическую устойчивость.

a F. км/ч'

400 ■

350 300 ■ 250 ■ 200 ■ 150

■ Л

• о • • • •

V ■ ■

• о ю + • ■

■

□

б VK, км/ч

1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 <?3,пас./м

• Франция ♦ Германия • Китай

+ Италия ■ Япония ° Россия

Л НЕМ1М30Х ° Росс, проект

в VK, км/ч 350

300 -

250 -

200 Н

150 .......

1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 Ъ> паС'/м 5 10 ,5 20 25 30 Ч^

Франция ♦Германия * Иотания + Италия .франция ♦Германия х Испания

о Стриж * Acela II ' Швеция „ '

+ Италия 0 Стриж

а и б - на базе моторвагонной тяги; в и г - на базе локомотивной тяги

Рисунок 1.2 - Показатели удельной пассажировместимости и мощности

электропоездов

На современных электропоездах применяются асинхронные тяговые двигатели и опытные синхронные тяговые двигатели на постоянных магнитах, позволяющие получить наилучшие показатели мощности и массы. Согласно рисунку 1.3 в, наименьшее соотношение мощности и массы применяемых двигателей составило 1,3 кг/кВт.

Снижение подрессоренных и неподрессоренных масс экипажной части высокоскоростного поезда является актуальной задачей. Масса вагона определяет технико-экономические показатели высоких скоростей, затраты на материалы и стоимость изготовления поезда.

Согласно рисунку 1.4 а, доля обмоторенных осей современных скоростных и высокоскоростных электропоездов находится в диапазоне от 50 % до 100 %.

Максимальная нагрузка на ось установлена технической спецификацией

(TSI) [10]. Для подвижного состава 1 класса со скоростями движения свыше 250 км/ч максимальная нагрузка на ось составляет 17 т на ось (рисунок 1.4 б).

a VK, км/ч

бУк, км/ч'

400 -

350 -

300 -

250 -

200

150

ф X

• • 1

t

AAi _ А о ж о

+ к

200 400 600 800 1000 1200 Р, кВт

• Франция + Италия ж Англия

♦ Германия ° Россия

• Acela II

х Испания ♦ China Star а Швеция

в

200 400 600 800 1000 1200

»AGV О Сапсан ♦ CRH2A

Ж Серия 700 ♦ Сокол 250 ■ ЭР200-2

Ж HEMU-430X »CRH3C □ Ласточка

а - моторвагонной тяги; б - локомотивной тяги; в - соотношение мощности и

массы тяговых двигателей Рисунок 1.3 - Мощность тяговых двигателей электропоездов

Максимальная нагрузка на ось у европейских высокоскоростных электропоездов с момента появления ВСМ практически не изменилась. У французских поездов TGV она составляет 17 т, у немецких поездов ICE первого и второго поколений - 19,5 т (для поезда ICE3 16 - 17 т после перехода на распределенную тягу). Следует отметить, что на европейских и японских железных дорогах ширина колеи 1435 мм и рельсы в большинстве своем соответствуют отечественным Р65.

a VK, км/ч 400 ■

350

300 H

250

200

150

40 50 • Франция х Испания

■ 955 (ЗООХ)

60 70 80 90 ♦ Германия • Китай + Италия ■ Япония

û HEMU430X ° Росс, проект

а - доли обмоторенных осей; б - распределение нагрузок на ось Рисунок 1.4 - Доли обмоторенных осей и нагрузки на ось

Благодаря применению легких тележек, колесных пар, корпусных элементов буксовых узлов и редукторов из алюминиевых сплавов, нагрузка на ось высокоскоростных поездов БЫпкашеп составляет от 11,3 т до 12,4 т (опытный японский поезд 952/953 STAR21 - 10,5 т), что привело к уменьшению динамической нагрузки на рельсы и повышению допустимой скорости движения.

Тележка - важнейшая часть поезда. Ее конструкция должна соответствовать строжайшим требованиям к прочности, безопасности, надежности и ходовым качествам. Для тележек высокоскоростных поездов характерна малая масса тары и неподрессоренных частей (рисунок 1.5).

а Гк,км/ч' 375

350

325

300

275

250

225

200 -\

175

б ^с,км/ч 375

350

325 -

300 -

275 -

250

225 -

200 ■

175

□

Ж о

•

•

А ■ ♦

О

♦

4,5

3.0 3,5 4,0

• TGV A OICE3

• ICE 1 ■ China star ж CR.H3C ■ CRH380A □ Сокол 250 * Серия 300 0 Сапсан

а - подрессоренные; б - неподрессоренные Рисунок 1.5 - Массы моторных тележек некоторых серий электропоездов

т., т

5,0

♦ TGV PSE ■CRH2C

ЭР200

• Е5 Япония

Наименьшую массу тары имеют японские тележки серии DT - 6,6 т, как было отмечено выше, являются лидерами в области снижения массы состава. Очевидно, что локомотивные тележки, ввиду размещения мощных двигателей гораздо тяжелее. Так, масса тары тележки Flexx Power 350 составляет 11,7 т.

Как известно, распределенная тяга обладает рядом преимуществ по сравнению с электровозной, в частности лучшими тягово-тормозными характеристиками улучшенной продольной динамикой поезда и увеличенным числом пассажирских мест, а по результатам анализа, лучшими удельными показателями массы тары, пассажировместимости и мощности.

В настоящее время сочлененные вагоны высокоскоростных электропоездов проектируют компании Alstom (Франция) и Talgo (Испания). Принцип сочленённости позволяет уменьшить массу состава, уровень шума, вибраций, силы во взаимодействии вагонов в составе поезда, а также сократить затраты на изготовление и обслуживание за счет уменьшения числа тележек в поезде.

Однако ввиду сложной конструкции самих тележек, а также невозможности расцепления смежных вагонов в ходе эксплуатации, электропоезда, построенные на базе сочленённых вагонов, не получили широкого применения в мире.

В таблице 1.1 предложены параметры перспективного высокоскоростного электропоезда различных конфигураций, полученные расчетным путем.

В соответствии с техническим заданием на российский высокоскоростной поезд, такие параметры, как число вагонов поезда, длина поезда и число сидячих мест приняты за базовые [7], а кузова вагонов имеют аналогичные конструкции.

Сначала рассчитывалась масса брутто поезда сочлененной конфигурации с принятой максимальной нагрузкой на ось 17 т. Далее последовательно рассчитываются все параметры поезда сочлененной конфигурации, исходя из наилучших удельных параметров, выбранных в результате регрессионного анализа.

Массовые параметры моторных тележек принимаются как усредненные от полученных в результате анализа данных. После, в зависимости от массы тележки поезда сочлененной конфигурации, рассчитывалась масса тары поезда

традиционной конфигурации. Далее рассчитываются параметры двигателей и в зависимости от массы ТЭД, корректируется подрессоренная масса тележки и пересчитывается масса тары поезда. Остальные параметры поезда традиционной конфигурации рассчитывались аналогичным образом.

Таблица 1.1 - Параметры перспективного высокоскоростного электропоезда

Наименование параметра Диапазон Конфигурация

анализа традиционная сочлененная

1 2 3 4

Конструкционная скорость, км/ч 350 - 400 350 - 400 350 - 400

Длина поезда, м - 315 315

Число мест для пассажиров - 722 722

Схема формирования - 6М+6П 6Мс+6Пс

Число осей, общее/моторных - 48/24 30/15

Максимальная нагрузка на ось, т 11,3 - 17,0 12,0 17,0

Масса брутто поезда, т - 573,6 510,0

Масса тары поезда, т - 501,5 437,8

Удельная тяговая мощность, кВт/т 15 - 32 32 32

Удельная масса тары, т/м 1,51 - 2,72 1,59 1,38

Удельная масса тары, т/пас. 0,46 - 1,09 0,69 0,60

Удельная пассажировместимость, пас./м 1,59 - 3,28 2,29 2,29

Тяговая мощность, кВт - 16046,7 14009,6

Мощность тягового двигателя, кВт 300 - 1250 668,6 934,0

Соотношение массы и мощности 1,19 - 1,47 1,19 1,19

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Харитонов Антон Витальевич, 2025 год

/ /

э ВС1

V кр — - >65 к м/ч

п = >, 56, Г = 1,2 Г и

* уд

0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 4,5 /уд,Гц

1 - п = 0,2; 2 - п = 0,3; 3 - п = 0,4; 4 - п = 0,5; 5 - п = 0,6; 6 - жесткое крепление двигателей;

7 - тележка без двигателей Рисунок 4.7 - Зависимость критической скорости экипажа от частоты собственных

поперечных колебаний двигателей

По результатам анализа рисунка 4.7 можно сделать следующие выводы:

- наименьшая критическая скорость зафиксирована при жесткой связи ТЭД и рамы тележки, так как тяговый привод увеличивает массу и инерцию рамы тележки;

- максимальная критическая скорость составила 522 км/ч при собственной частоте демпфера / = 2,2 Гц и п = 0,2, так как ввиду низкой степени

демпфирования, возникают высокие поперечные перемещения ТЭД;

- остальные максимумы критических скоростей составили: 470 км/ч при / = 1,93 Гц и п=0,3; 446 км/ч при / = 1,75 Гц и п=0,4; 436 км/ч при / = 1,5 Гц и

п=0,5; 432 км/ч при / = 1,36 Гц и п=0,6;

- с увеличением степени демпфирования гасителей ТЭД, устойчивость экипажа снижается, так как происходит демпфирование поперечных колебаний ТЭД, а максимумы критической скорости смещаются в область меньших частот.

Исследовано влияние продольной жесткости связи колесной пары и рамы тележки на величины собственных частот поперечных колебаний ТЭД, (рисунок 4.8).

( (V

уд V' кр

),Гц

6 5 4 3 2 1 0

У = 1,3' ,399

К2 -о 955< )

♦ 1

/

1 —»

ч/

т/шах кр

850 800 750 - 700 650 600 550 500

, км/ч

О 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 Ж]х,МН/м

1 - зависимость /уд (Ж1Х); 2 - зависимость (Ж1х)

Рисунок 4.8 - Зависимость собственной частоты колебаний ТЭД и максимальной критической скорости движения от продольной жесткости буксовой связи (на одну буксу)

Как видно на рисунке 4.8, собственная частота поперечных колебаний ТЭД,

при которой наблюдается максимум критической скорости смещается в область меньших частот, при увеличении жесткости Ж1х. Это объясняется зависимостью частоты извилистого движения колесной пары от продольной жесткости связи с буксой. С увеличением жесткости Ж1х частота извилистого движения колесной пары снижается, соответственно снижаются собственные частоты поперечных колебаний ТЭД, при которых наблюдаются максимумы критической скорости.

С увеличением продольной жесткости связи колесной пары и рамы тележки, максимальное значение критической скорости экипажа увеличивается, однако по достижению определенной величины Ж1х, критическая скорость уменьшается.

4.5 Исследование вынужденных колебаний экипажа с индивидуальным поперечным подрессориванием тяговых двигателей

Исследовались вынужденные горизонтальные колебания поезда при движении модели экипажа по прямому участку пути с различными скоростями.

Цель исследования - определение диапазона собственных частот колебаний двигателя, при которых обеспечивается минимальная расцентровка фланцев зубчатой муфты и показатели динамических качеств не превышают предельных значений.

Скорости движения составляли от 100 км/ч до 360 км/ч c шагом изменения 20 км/ч, диапазон собственных частот поперечных перемещений ТЭД составил 0,6 - 5 Гц. Относительный коэффициент затухания демпферов ТЭД в данных расчетах принимался от 0,3 до 0,5.

В качестве возмущения использовались предварительно сгенерированные неровности рельсового пути на основании СПМ высокоскоростных железных дорог Германии (низкий уровень).

В качестве исследуемых параметров были выбраны поперечные и угловые относительно оси Z перемещения элементов экипажа, поперечные ускорения, коэффициент горизонтальной динамики колесо-рельс, рамные силы.

Зависимости средних значений абсолютных максимумов случайных процессов колебаний элементов экипажа при скорости движения 360 км/ч и различной частоте/уд представлены на рисунках 4.9 - 4.13.

Согласно полученным зависимостям, увеличение демпфирования поперечной подвески ТЭД способствовало снижению поперечных и угловых перемещений, ускорений ТЭД, кузова, рамы тележки, колесной пары, рамных сил. Согласно рисункам 4.9 и 4.11, линейные перемещения и углы поворота колесных пар в колее практически совпадают с перемещениями углом поворота всей тележки. Это связано с высокой продольной жесткостью связи букс с рамой тележки (54 мН/м на буксу).

а

б

а - при п = 0,3; б - при п = 0,5 1 - кузов; 2 - рама тележки; 3 - колесная пара; 4 - тяговый двигатель Рисунок 4.9 - Зависимости от частоты /д при V = 360 км/ч средних значений абсолютных максимумов случайных процессов поперечных перемещений

В диапазоне частот / от 1,5 до 2 Гц при п = 0,3 колесная пара сохраняет

устойчивое положение (выбора зазора 0,007 м не происходит). При п = 0,5 во всем диапазоне частоты / колесная пара гребнем касается рельса.

Согласно рисунку 4.10 во всем диапазоне частот / превышение

нормативного значения поперечного ускорения рамы тележки не происходит, которое согласно документу [128] равно 8 м/с2.

На.,, м/с' б

4 3 /

/

1

/

/

б

0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 1 ,, Гц

а - при п = 0,3; б - при п = 0,5 1 - кузов; 2 - рама тележки; 3 - колесная пара; 4 - тяговый двигатель Рисунок 4.10 - Зависимости от частоты / при V = 360 км/ч средних значений абсолютных максимумов случайных процессов поперечных ускорений

рад 0,005 ■

0,004 0,003 0,002 0,001 0,000

3 ?

\ 4 / / /

\

/ 1

- /

0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 4,5/уд, Гц

б На^, рад

0,005 ■ 0.004 ■ 0,003 ■ 0,002 ■ 0,001 ■ 0.000 ■

\ 2

\ 1 f 3 / /

V / > /

'Л =

1

у - /

0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 4,5/уд, Гц

а - при п = 0,3; б - при п = 0,5 1 - кузов; 2 - рама тележки; 3 - колесная пара; 4 - тяговый двигатель Рисунок 4.11 - Зависимости от частоты / при V = 360 км/ч средних значений абсолютных максимумов случайных процессов угловых перемещений (вокруг оси 2)

Согласно рисунку 4.11, в диапазоне частот / от 1,5 до 2 Гц, наблюдаются

минимальные углы поворота элементов экипажа и ТЭД относительно оси

Согласно рисунку 4.12, суммарные рамные силы по тележкам минимальны в диапазоне частот / до 2 Гц и не превышают нормативного значения, которое

вычисляется как 0,3 2П [125].

б

НаНр,Я 20000

15000

10000

5000

0

[ 7995 Ь I

2 / 1

<

/уд'ГЦ

а - при п = 0,3; б - при п = 0,5 1 - первая тележка; 2 - вторая тележка Рисунок 4.12 - Зависимости от частоты / при V = 360 км/ч средних значений абсолютных максимумов случайных процессов суммарных рамных сил по тележкам

Согласно рисунку 4.13, при скорости движения 360 км/ч, расхождение фланцев зубчатой муфты не превышает 11 мм в диапазоне частот / от 0,8 Гц до

1,82 Гц для п = 0,3 и от 0,72 Гц до 2,24 Гц для п = 0,5.

0,020 ■ 0.018 ■ 0,016 ■ 0,014 ■ 0,012 ■ 0,010 ■ 0.008 ■ 0,006 ■ 0,004

7

А V

1

Г ¿7 ,, и -п п

V и,и

0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4.0 4,5 /уд, Гц

1 - при п = 0,3; 2 - при п = 0,5 Рисунок 4.13 - Зависимости от частоты / при V = 360 км/ч средних значений абсолютных максимумов случайных процессов расхождения фланцев зубчатой муфты

На рисунках 4.14 - 4.15 представлены зависимости На поперечных и угловых перемещений, поперечных ускорений и расхождения фланцев зубчатой

муфты от скорости движения экипажа при п = 0,3 и выбранной собственной частоте поперечных колебаний ТЭД / = 1,4.

Согласно рисункам 4.14 - 4.15, рассматриваемые показатели не превышают нормативных значений в исследованном диапазоне скоростей движения до 360 км/ч, а максимальная скорость по условиям не превышения допустимых значений ПДК составила 365 км/ч.

и На , м

У~

0,006

0,005 0,004 0,003 0,002 0,001 0,000

6=1 ),007 М 1

/ 1

1

б

100 140 180 220 260 300 340 V, км/ч

Нат , рад

0,0030 0,0025 0,0020 0,0015 0,0010 0,0005 0,0000

4.

1 Г4" ✓

/

/

100 140 180 220 260 300 340 V, Км/ч

а - поперечные перемещения; б - угловые перемещения относительно оси Z 1 - кузов; 2 - рама тележки; 3 - колесная пара; 4 - первый ТЭД; 5 - второй ТЭД Рисунок 4.14 - Зависимости от скорости движения при / = 1,4 Гц средних значений абсолютных максимумов случайных процессов

а На , м/с2 ' 4,5

4,0

3,5

3,0

2,5

2.0

1,5

1,0

0,5

0,0

3 /

/ 7

/

/

5 4 1

Я/,

-

100 140 180 220 260 300 340 Г, Км/ч

6 На^, 0,010

0,009

0,008

0,007

0,006

0,005

0,004

0,003

0,002

Нам 1=0,( 311м

}

/ / *

100 140 180 220 260 300 340 Г, км/ч

а - поперечные ускорения; б - расхождения фланцев зубчатой муфты 1 - кузов; 2 - рама тележки; 3 - колесная пара; 4 - первый ТЭД; 5 - второй ТЭД; 6 - при п = 0,3; 7 - при п = 0,5 Рисунок 4.15 - Зависимости от скорости движения при / = 1,4 Гц средних значений абсолютных максимумов случайных процессов

Согласно результатам исследования, при выборе продольной жесткости связи колесной пары и рамы тележки равной 54 МН/м на буксу в конструкции моторной тележки с тяговым приводом класса II и индивидуальным поперечным подрессориванием двигателя, относительного коэффициента затухания гасителей ТЭД п = 0,3, собственной частоты поперечной подвески ТЭД / = 1,4 Гц,

критическая скорость составила 433 км/ч (120 м/с), а максимальная эксплуатационная скорость по условиям не превышения допустимых значений ПДК составила 365 км/ч.

Оптимальные упруго-диссипативные параметры инерционного демпфера, при принятых параметрах экипажной части и рессорного подвешивания модели электропоезда, сведены в таблице 4.1.

Таблица 4.1 - Оптимальные упруго-диссипативные параметры инерционного демпфера

Узел Параметр Значение

Тяговый двигатель (инерционный демпфер) Масса, кг 790

Максимальное перемещение, мм 6,5

Зубчатая муфта Максимальная поперечная расцентровка фланцев, мм 11

Буксовый резинометаллический шарнир Продольная жесткость связи колесной пары и рамы тележки на одну буксу, кН/м 54000

Проектируемый упругий блок (многосоставной) Приведенная осевая жесткость блока, кН/м 20,4

Минимальная длина блока, м 0,033

Гидравлический гаситель поперечных колебаний ТЭД Коэффициент диссипации, кНс/м 4,2

В зависимости от предложенной собственной частоты поперечной подвески ТЭД / = 1,4 Гц, и Ж1х = 54 МН/м, рассчитаны упругие параметры

резинометаллического блока [115].

Как известно, для обеспечения достаточной долговечности резины упругого блока, относительная деформация резины не должна быть больше 20 %. В таблице 4.1 также рассчитана минимальная длина упругого блока согласно данному условию.

4.6 Выводы по четвертому разделу

1 Обоснован эффект применения тяговых двигателей в качестве динамического демпфера. С помощью исследования простейшей двух массовой модели доказано, что максимальный эффект динамического демпфирования достигается при совпадении частоты возмущения с собственной частотой подвески демпфера.

2 Для проведения численного исследования, разработана модель моторной тележки с индивидуальным поперечным подрессориванием тяговых электродвигателей в программном комплексе «Универсальный механизм».

3 По результатам частотного исследования эффекта инерционного демпфирования, относительный коэффициент затухания гасителей ТЭД целесообразно принять равным 0,3, для ограничения максимальных перемещений динамического демпфера.

4 Исследовано влияние собственной частоты поперечных колебаний двигателя на величину критической скорости движения. Полученные зависимости имеют нелинейный характер с ярко выраженными максимумами и минимумами. С увеличением собственной частоты поперечных перемещений двигателя, критическая скорость возрастает, а затем резко снижается. С увеличением степени демпфирования гасителей двигателей, устойчивость экипажа снижается, а максимумы критических скоростей смещаются в область меньшей собственной частоты колебаний двигателя.

5 В результате исследования вынужденных колебаний рассматриваемой модели экипажа в зависимости от собственной частоты поперечных колебаний двигателя и скорости движения получено, что наилучшие значения показателей динамических качеств экипажа и расхождения фланцев зубчатой муфты тягового привода класса II, достигаются при частоте колебаний подвески двигателя равной 1,4 Гц.

6 Исследовано влияние параметров продольно-поперечной связи колесной

пары и рамы тележки на работу инерционного демпфера, а также рассчитаны оптимальные упруго-диссипативные параметры инерционного демпфера в зависимости от выбранных параметров рессорного подвешивания экипажа.

5 ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ ПАРАМЕТРОВ ГОРИЗОНТАЛЬНЫХ СВЯЗЕЙ КОЛЕСНОЙ ПАРЫ И РАМЫ ТЕЛЕЖКИ НА УСТОЙЧИВОСТЬ

ДВИЖЕНИЯ ЭКИПАЖА

5.1 Влияние линейной продольной и поперечной жесткостей связи буксовой ступени рессорного подвешивания на устойчивость движения

Выбор продольной жесткости связи колесной пары и рамы тележки влияет как на устойчивость рельсового экипажа на прямолинейном пути, так и на движение в кривых участках пути, что создает конфликт для конструктора транспортного средства [1, 3, 11, 88, 136].

Чтобы гарантировать устойчивость на высокой скорости на прямом пути, желательна высокая продольная жесткость 1 -й ступени рессорного подвешивания.

Увеличение продольной жесткости узла связи колесной пары с рамой тележки оказывает стабилизирующее воздействие на колесную пару и, следовательно, увеличивает скорость, при которой экипаж становится неустойчивым.

Однако, жесткость упругого элемента связи не может быть настолько большой, насколько это возможно, потому что, когда она увеличивается сверх определенной степени, критическая скорость увеличивается медленнее, а затем уменьшается [11].

В кривых участках пути, высокая продольная жесткость препятствует радиальной установке колесных пар, тем самым, вызывая возникновение высоких боковых сил между колесом и рельсом и, соответственно, повышенный износ поверхности катания. Таким образом, при движении в кривых, предпочтительней является более мягкая продольная связь 1-й ступени подвески.

Исследовалась устойчивость модели вагона электропоезда с параметрами, указанными в приложении Б.

Была рассчитана критическая скорость в зависимости от продольной

жесткости связи колесной пары и рамы тележки Ж1х при фиксированных значениях поперечной жесткости связи Ж .

Дополнительно исследовано влияние коэффициента демпфирования гасителя колебаний виляния Р2х на устойчивость движения. Расчеты проводились в следующих конфигурациях:

- все гасители в работе;

- один гаситель неисправен;

- два гасителя неисправны.

Полученные в ходе численного исследования зависимости представлены на рисунках 5.1 и 5.2.

1 - при Ж1у = 5 МН/м; 2 - при Ж1у = 10 МН/м; 3 - при Ж1у = 15 МН/м; 4 - при Ж1у = 20 МН/м; 5 - электропоезд «Сапсан» Рисунок 5.1 - Зависимость критической скорости от продольной жесткости связи колесной пары и рамы тележки (на одну буксу)

Гкр,км/ч

500

400

300 А / У Д^П/ "

200

100 -

0 -I---1-1-1-----1

О 50 100 150 200 250 300 350 400 450 |32y, кНс/м

1 - на 4 гасителя; 2 - на 3 гасителя; 3 - на 2 гасителя; 4 - электропоезд «Сапсан» Рисунок 5.2 - Зависимость критической скорости от коэффициента демпфирования гасителя колебаний виляния (на один гаситель)

Проведенное в данном разделе исследование позволяет сделать следующие выводы:

- с увеличением продольной жесткости связи колесной пары и рамы тележки, критическая скорость экипажа увеличивается, однако по достижению определенной величины Ж1х, критическая скорость уменьшается. Максимальное

значение критической скорости составило 562,5 км/ч при ЖХх = 12 МН/м и

Ж = 5 МН/м на одну буксу;

- с увеличением степени демпфирования гасителя колебаний виляния, критическая скорость экипажа увеличивается;

- при отказе одного из четырех из гасителей виляния тележки, критическая скорость экипажа снизилась с 400 км/ч до 360 км/ч, то есть на 10 %;

- при отказе двух из четырех из гасителей виляния тележки, критическая скорость экипажа снизилась с 400 км/ч до 302 км/ч, то есть на 24,5 %.

5.2 Исследование эффективности применения узла горизонтальной связи колесной пары и рамы тележки гидроблока с частотно-зависимой упруго-

вязкой характеристикой

Подсистема «колесная пара - рельсовая колея» является автономной колебательной системой за счет положительной связи между координатами бокового относа (у) и поворота (ф2) вокруг оси 2 (извилистое движение). Колебания колесной пары имеют постоянную собственную длину волны, а собственная частота колебаний этой системы зависит от скорости поступательного движения и увеличивается по мере её роста [1, 11, 20, 21, 53, 137, 138].

Движение по прямому участку пути осуществляется с высокими скоростями, соответственно колебания колесной пары будут характеризоваться высокими частотами. Движение в кривых участках пути напротив - осуществляется с меньшими скоростями движения, определяемыми радиусом кривой и возвышением наружного рельса.

Таким образом, целесообразным является конструкция продольной связи колесной пары и рамы тележки, обеспечивающая частотно зависимую характеристику упруго-диссипативных параметров, а именно низкие значения жесткости в области низких частот, и высокие значения жесткости при высоких частотах возмущения. Это позволит преодолеть конфликт между высокой устойчивостью и характеристиками движения в кривой, настроить первичную подвеску под конкретные нужды каждого участка пути.

Наибольшее распространение получила конструкция упругой связи колесной пары и рамы тележки через резинометаллический шарнир - сайлентблок [23]. Данный шарнир представляет собой классический элемент из стали и резины с линейной жесткостью.

При быстром или медленном сжатии результирующая жесткость сайлентблока такого типа остается практически одинаковой и, на различных сериях электропоездов может варьироваться в достаточно широких пределах от 10 МН/м

до 54 МН/м на одну буксу.

Передача тяговых усилий в данной конструкции осуществляется через односторонний поводок (рычаг. Основным преимуществом конструкции с односторонне расположенным поводком, является возможность поворота букс с колесной парой вокруг оси Z, что способствует уменьшению угла набегания при прохождении кривых участков пути.

В работе [139] авторами оценивается возможность модернизации резинового блока в поводковой буксе новым частотно зависимым блоком для достижения наилучших характеристик движения в кривой и высокой устойчивости в прямых участках пути. За счет этого уменьшается износ колес и рельсов и их усталостные повреждения.

В работе [140], авторами исследуется связь буксы с рамой тележки гидроблоком с частотно-селективной жесткостью (FSS) при движении экипажа по стрелочному переводу с использованием программного пакета VAMPIRE. Получено значительное снижение нагрузки на стрелочный перевод и замыкающий рельс. При этом уровень комфорта пассажиров не подвергается негативному влиянию.

Одна из конструкций гидроблоков реализована компанией «Bruno MeierSchwab Schwebungstechnik AG», Адлисвиль (Швейцария) [141].

Явление частотно зависимой жесткости в этом блоке достигается за счет добавления в классическую конструкцию резинометаллического шарнира внутренних камер, заполненных гидравлической жидкостью. Соединение этих камер через канал, служащий регулятором потока, добавляет в узел функцию демпфера. Радиальная горизонтальная жесткость узла становится чувствительной к скорости, с которой жидкость перетекает из одной камеры в другую (отсюда возникает явление частотно-зависимой радиальной жесткости).

В области низких частот возмущений, радиальную жесткость гидроблока определяет эластомерный упругий элемент, а перетекающая из одной полости в другую гидравлическая жидкость не препятствует деформациям упругого элемента (рисунок 5.3 а).

Высокочастотное возбуждение блокирует перетекание жидкости между камерами, из-за чего итоговая радиальная горизонтальная жесткость возрастает (рисунок 5.3 б).

а

б

\

а - низкочастотное возмущение; б - высокочастотное возмущение; 1 - эластомерный упругий элемент; 2 - упругий ограничитель деформации; 3 - камера с гидравлической жидкостью; 4 - соединительный канал Рисунок 5.3 - Принцип работы гидроблока

Математическое описание поведения данного элемента соответствует расчетной схеме, представленной на рисунке 5.4. Схема представляет собой параллельное соединение упругого элемента и элемента Максвелла (последовательное соединение жесткости и диссипации).

Подобная математическая модель рассматривается авторами в работе [87], в качестве упруго-защищенного гидравлического гасителя колебаний в 1-й ступени рессорного подвешивания электровозов, и в работах [1, 95] для моделирования поведения пневматической рессоры.

Составлена система дифференциальных уравнений, позволяющая определить суммарную силу р, возникающую в узле, используя подходы, примененные при выводе формул для параллельного и последовательного соединения пружин, а также расчетную схему на рисунке 5.4.

Рисунок 5.4 - Расчетная схема для моделирования работы гидроблока

Сила ^ определяется как сумма упругой силы ^ = Жх и диссипативной силы = Р • А3.

^=^1+^дз = Ж1.А1+р.А3, (5.1)

где Д1 - перемещение между верхней и нижней точками схемы, м;

А. - скорость перемещения между нижней точкой схемы и точкой А, м/с; Ж - жесткость первого упругого элемента, кН/м; Р - коэффициент демпфирования диссипативного элемента, кНс/м. В выражении (5.1) неизвестна величина А., можно выразить ее из следующего условия.

^2=^д3=Ж2.А2=р.А3, (5.2)

где Д2 - перемещение между верхней точкой схемы и точкой А, м; Ж2 - жесткость второго упругого элемента, кН/м.

Деформацию упругого элемента Д2 можно вычислить, используя следующее выражение.

Д =Д2 +Дз, (5.3)

где Д - перемещение между нижней точкой схемы и точкой А, м.

Запишем систему уравнений, решая которую можно найти силу ^.

FI=^1-A1+ß-A3

Ж2-А2=р-Л3 . (5.4)

A1 =A 2 +A3

Упругие и диссипативные свойства такого комплекта можно найти на основе рассмотрения выражения эквивалентной динамической жесткости Ждин (ую),

которую можно вычислить при решении системы уравнений (5.4) в частотной области по следующему выражению.

Жд„ (Ую) = Ж, . (5.5)

д yraß + Ж2

Для исследований в данном разделе были приняты три комбинации параметров, входящих в выражение (5.5), а именно:

1 Жх = 3100 кН/м, Ж2 = 26900 кН/м, ß = 2400 кНс/м.

2 Ж, = 3100 кН/м, Ж2 = 31300 кН/м, ß = 4000 кНс/м.

3 Ж, = 4400 кН/м, Ж2 = 35600 кН/м, ß = 5000 кНс/м.

Параметры были подобраны таким образом, чтобы динамическая жесткость Ждин(ую), которая вычислялась по формуле (5.5) соответствовала реальным

характеристикам гидроблока (HALL kompl. mit Fluid, Artikel-Nr.: 32.10247), произведенным компанией «Bruno MeierSchwab Schwebungstechnik AG».

Согласно принятым упруго-диссипативным параметрам, были построены зависимости упругой и диссипативной составляющих динамической жесткости гидроблока в зависимости от частоты возмущения согласно (рисунок 5.5).

Вещественная составляющая динамической жёсткости (рисунок 5.5 а) плавно увеличивается с ростом частоты, а мнимая составляющая этой жёсткости (рисунок 5.5 б) плавно изменяется от нуля до максимального значения, а затем уменьшается снова до нуля.

Для численного исследования эффективности гидроблока с частотно зависимой упруго-диссипативной характеристикой в качестве узла связи колесной пары и рамы тележки была использована ранее разработанная модель моторного вагона скоростного электропоезда в ПК УМ.

Яе(Жщш), кН/м 40000

35000

30000

25000

20000

15000

10000

5000

»4

2 N

\

К у

0 ; ^ /,1

б

ц

а - упругая составляющая; б - диссипативная составляющая 1 - при первой комбинации параметров; 2 - при второй комбинации параметров; 3 - при третьей комбинации параметров Рисунок 5.5 -Динамическая жесткость модели гидроблока

В данную модель электропоезда, в 1-й ступени рессорного подвешивания в продольном направлении, параллельно существующему упругому элементу был добавлен элемент Максвелла - упруго-диссипативный элемент [98], в соответствии с расчетной схемой рассматриваемого узла (рисунок 5.4). Жесткости связи колесной пары и рамы тележки по остальным направлениям остались без изменений (поперечная жесткость связи составляет 5000 кН/м на одну буксу).

5.3 Результаты численного исследования

На первом этапе исследовалась устойчивость движения экипажа с гидроблоком в 1 -й ступени рессорного подвешивания, которая для трех комбинаций параметров узла связи, составила 370 км/ч.

Из этого можно сделать вывод, что гидроблок с принятыми параметрами обеспечивает устойчивость на высоких скоростях, аналогичную существующей конструкции связи колесной пары и рамы тележки электропоезда без гидроблока.

При исследовании вынужденных колебаний использовались предварительно сгенерированные неровности рельсового пути на основании СПМ высокоскоростных железных дорог Германии (низкий уровень).

На рисунке 5.6 представлены зависимости от скорости движения средних значений абсолютных максимумов случайных процессов колебаний виляния первой колесной пары модели моторного вагона с гидроблоком и модели моторного вагона электропоезда без гидроблока при движении по прямой.

На^, рад. 0,0023 0,0020 0,0018 0,0015 0,0013 0,0010 0,0008 0,0005 0,0003 0,0000

/ 2 L?

\ ч Ч

ч \

Я'

0 60 120 180 240 300 К,км/ч

1 - при первой комбинации параметров; 2 - при третьей комбинации параметров;

3 - конструкция электропоезда «Сапсан» Рисунок 5.6 - Зависимость от скорости движения средних значений абсолютных максимумов случайного процесса колебаний виляния колесной пары

Очевидно, что при меньшей продольной жесткости узла связи колесной пары и рамы тележки, колесная пара будет вилять интенсивней с большей амплитудой. В модели электропоезда без гидроблока значение линейной продольной жесткости принималось равным 54000 кН/м на одну буксу, что значительно выше, чем значения динамической продольной жесткости гидроблока, при соответствующих скоростях движения.

Для оценки эффективности применения гидроблока, исследовалось движение в кривой с радиусом R = 650 м, возвышением наружного рельса hp = 120 мм с постоянными скоростями движения 40 км/ч, 60 км/ч и 80 км/ч.

Оценивались реализации случайных процессов боковых сил 7б, действующих в точках контакта колеса и рельса, угла набегания колесных пар у^, а также показателя износа Т .

Угол набегания это угол между осью набегающей колесной пары и нормалью

к кривой в точке набегания. Угол набегания является одним из показателей, характеризующих степень износа поверхности катания колесной пары при движении в кривых участках пути. Чем меньше угол набегания, тем в большей степени колесная пара занимает радиальное положение в кривой, в идеальном случае, когда колесная пара занимает радиальное положение, ут = 0. Близкого к нулю значения угла набегания возможно достичь за счет применения одноосных тележек [88, 89], либо за счет применения специальных механизмов рулевого управления колесной парой (РУКП) [142 - 144].

Износ колёс рельсового экипажа можно оценить путём анализа изменения показателя износа Г , который является встроенной переменной в ПК УМ [100].

Параметр Т представляет собой рассеянную энергию между колесом и рельсом на пройденный метр пути и выражается в джоулях на метр или в ньютонах. Т

определяется произведением касательной силы (силы Крипа и относительной скорости скольжения в точке контакта колеса по следующей формуле.

Г = Тх £ х + Ту £ у, (5.6)

где Тх, Ту - продольная, поперечная касательные силы Крипа в точке контакта колеса и рельса соответственно; £х, £ - продольная, поперечная относительные

скорости скольжения в точке контакта колеса и рельса соответственно.

Осцилограммы случайных процессов вышеуказанных параметров для двух моделей экипажей представлены в приложении Д.

В результате исследования для экипажа с гидроблоком получено снижение боковых сил на 13 - 37 %, уменьшение угла набегания колесной пары, что свидетельствует о приближении колесной пары к радиальной установке по колее, снижение показателя износа на 35 - 45 %.

Для скоростных и высокоскоростных магистралей, кривые участки пути выполняются с большим радиусом. Поэтому выполнено исследование движения экипажа в кривой с радиусом Я = 1500 м, возвышением наружного рельса Ир = 140 мм с постоянной скоростью движения 150 км/ч.

Оценивались средние значения абсолютных максимумов случайных

процессов вышерассмотренных параметров, сравнение для двух экипажей приведено в виде диаграмм на рисунках 5.7 - 5.8.

а

б

а - действующая на наружный рельс; б - действующая на внутренний рельс 1 - без гидроблока; 2 - с гидроблоком Рисунок 5.7 - Среднее значение абсолютных максимумов случайного процесса боковой силы при движении в кривой с ^=1500 м и К=150 км/ч

Как видно на рисунке 5.7, боковая сила, действующая на внутренний рельс ниже на 34 % у экипажа с гидроблоком.

а

б

а - угол набегания; б - показатель износа 1 - без гидроблока; 2 - с гидроблоком Рисунок 5.8 - Среднее значение абсолютных максимумов случайного процесса угла набегания и показателя износа при движении в кривой с ^=1500 м и К=150 км/ч

Как видно на рисунке 5.8. а, углы набегания колесных пар рассматриваемых моделей экипажей практически равны.

На рисунке 5.8. б, показатель износа колесной пары ниже у экипажа с гидроблоком на 39 % относительно экипажа без гидроблока.

5.4 Выводы по пятому разделу

1 В результате исследования влияния параметров продольно-поперечной связи колесной пары и рамы тележки на величину критической скорости экипажа получено, что с увеличением продольной жесткости данной связи, критическая скорость экипажа увеличивается, однако по достижению определенной величины продольной жесткости, критическая скорость уменьшается.

2 По результатам численного исследования получено, что при значении продольной жесткости в диапазоне от 10 МН/м до 20 МН/м на одну буксу, достигаются максимальные критические скорости движения экипажа. Максимальная критическая скорость составила 562,5 км/ч.

3 Конструкция гидроблока с частотно зависимой характеристикой жесткости позволяет комбинировать низкие значения продольной жесткости при движении в кривых участках пути с высокими значениями продольной жесткости, необходимыми для устойчивости движения с высокой скоростью.

4 Характеристики гидроблока могут быть оптимизированы по трем параметрам: нижняя граница жесткости, будет преобладающей при низкочастотном возмущении, верхняя граница жесткости преобладает при высоких частотах.

5 По результатам численного исследования обосновано, что применение гидроблока в первой ступени рессорного подвешивания эффективно как в кривых малого радиуса, так и большого радиуса. Для экипажа с гидроблоком получено снижение боковых сил взаимодействия колеса и рельса на 13 - 37 %, угла набегания на 20 - 33 %, показателя износа на 35 - 45 %, относительно экипажа со штатным резинометаллическим шарниром.

6 ВЛИЯНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ СХЕМ ТЯГОВЫХ ПЕРЕДАЧ НА УСТОЙЧИВОСТЬ ДВИЖЕНИЯ ЭЛЕКТРОПОЕЗДА

6.1 Применение тягового привода класса III на скоростном подвижном

составе

Как известно, класс тягового привода подвижного состава влияет на подрессоренные и неподрессоренные части тележки. На скоростном и высокоскоростном подвижном составе применяются классы II и III тяговых приводов. Тяговый привод класса II был рассмотрен в предыдущих разделах работы, при создании модели электропоезда.

Тяговый привод класса III получил распространение в конструкции моторных тележек скоростных и высокоскоростных электропоездов с сосредоточенной тягой. Его конструктивные особенности обеспечивают наименьшую неподрессоренную массу тележки, так как массы двигателя и редуктора опираются на раму тележки или раму кузова вагона.

Наиболее распространены следующие конструкции тяговых приводов класса III: тяговый привод с раздельно установленным двигателем и редуктором (рисунок 6.1 а); тяговый привод с интегрированным моторно-редукторным блоком (рисунок 6.1 б).

В данном случае, передача крутящего момента на колесную пару осуществляется полым валом с шарнирно-поводковыми или зубчатыми муфтами [1, 145]. Примером тяговых приводов класса III является привод поезда ICE 1 [1].

В конструкции итальянских поездов серии ETR 500 [1] удалось полностью перенести массу МРБ на кузов с применением тягового привода класса III c шарнирно-поводковой муфтой продольной компенсации.

Имеются конструкции (электропоезд TGV) с полностью подрессоренными двигателем и редуктором на раме кузова, а вращающий момент передается от

рамного редуктора с помощью карданного вала на опорно-осевой редуктор с передаточным числом равным единице.

а - с раздельно монтированными двигателем и редуктором; б - с интегрированным моторно-

редукторным блоком

1 - тяговый двигатель; 2 - вал ротора; 3 - шестерня редуктора; 4 - зубчатое колесо;

5 - корпус редуктора; 6 - муфты; 7 - полый вал; 8 - ось колесной пары Рисунок 6.1 - Тяговый привод класса III

На электропоезде Sm6 (ALLEGRO) тяговый двигатель подвешен к кузову и тяговый момент передается через длинный карданный вал на опорно-осевой редуктор с коническими зубчатыми колесами.

На отечественном подвижном составе, который эксплуатируется в настоящее время на дорогах ОАО «РЖД», тяговый привод класса III характерен для пассажирских электровозов и тепловозов с конструкционной скоростью до 200 км/ч, таких как ТЭП70в/и, ЭП2К и ЭП20.

Примером отечественного электропоезда с приводом третьего класса может послужить опытный электропоезд серии ЭД6. Двигатель и редуктор электропоезда опорно-рамные. Передаточный механизм состоит из шарнирно-поводковой карданной тяговой муфты, представляющей собой сочетание двух шарнирно-поводковых узлов с полым валом, охватывающим ось колесной пары.

С одной стороны, длинный полый вал связан с колесной парой четырех-поводковым узлом с последовательным расположением поводков и

резинометаллическими шарнирами. С другой стороны, аналогичным узлом с большим зубчатым колесом, имеющим полую ступицу. Двигатель монтируется к редуктору с помощью фланца и представляют собой моноблок.

Моноблок двигатель-редуктор опираются на раму тележки в трех точках. В связи с применением данной конструкции передаточного механизма с полым валом и муфтой, а также габаритными размерами тягового двигателя ДТА-350, редуктор выполнен двухступенчатым с прямозубыми зубчатыми колесами.

Первоначально связь между валом ТЭД и валом шестерни осуществлялась с помощью пальцевой муфты. Впоследствии она была заменена муфтой типа ROTEX, в связи с высоким износом пальцев муфты, выявленным в ходе эксплуатационных испытаний электропоезда.

Эксплуатация в Китае высокоскоростных электропоездов, имеющих тяговый привод с опорно-осевыми редукторами, выявила ряд проблем, связанных с высокочастотными колебаниями корпусов тяговых редукторов [146], которые влияют на долговечность корпуса и редуктора в целом [147].

Высокочастотные вибрации связаны с полигональным износом поверхностей качения колес колесных пар, который в свою очередь может быть связан с волнообразным износом рельсов [148]. Волнообразный износ [149] как и полигональный износ колес вызван многими причинами и одна из них связана с линиями, на которых обращается однотипный подвижной состав с жестким графиком движения [148].

С ростом скоростей движения высокоскоростных поездов воздействие высокочастотных вибраций от неровностей рельсового пути, частот пересопряжения зубьев зубчатых передач, износа поверхностей катания рельсов и качения колес колесных пар будет постоянно присутствовать.

Учитывая это, применение на моторных тележках высокоскоростных электропоездов тягового привода класса III является средством для повышения критических скоростей движения, повышения долговечности тягового редуктора и снижения его массы (как подрессоренной части тягового привода и тележки в целом.

Основные преимущества тягового привода класса III по сравнению с приводом класса II:

- уменьшение неподрессоренной массы колесной пары и снижение боковых сил воздействия на путь;

- увеличение критической и конструкционной скорости экипажа [145];

- снижение уровня высокочастотных воздействий на тяговый редуктор из-за полигонального износа поверхностей рельса и поверхности катания колес колесной пары характерного для высокоскоростных поездов [146, 147, 150].

Указанные преимущества позволят снизить требования к текущему содержанию железнодорожного пути, увеличить долговечность подрессоренных частей тягового привода.

6.2 Особенности конструкции и параметров тягового привода класса III для высокоскоростных экипажей. Постановка задачи исследования