Опис фізичних явищ, що впливають на рух поїзда. Дефекти осей колісних пар. Оцінка пропускної спроможності залізничної ділянки. Динаміка гальмування потягу. Розробка узагальненої математичної моделі просторових коливань вантажного шестиосьового тепловоза.
Зазвичай при такому математичному описі не враховується елемент контролю, проте в моделях, побудованих, наприклад, для дослідження роботи мереж, таких як схеми руху потягів або літаків, контроль часто є важливим чинником. Одна з основних проблем сучасного локомотивобудування - забезпечення високих тягових і динамічних характеристик локомотивів, які в основному визначаються конструкцією екіпажної частини і технічним станом системи колесо - рейка. У останні десятиліття з метою зменшення силової взаємодії і зносу гребенів коліс і рейок в кривих велася цілеспрямована і системна робота по впровадженню нових профілів коліс і технологій змазування гребенів і рейок. Важко забезпечувати рух на підвищених швидкостях навіть пасажирських потягів, для яких теж існують економічно обгрунтовані обмеження швидкості, повязані із зносом і межами міцності конструкції вузлів рухомого складу. При повороті на 1R (радіус кривизни повороту 1750 м) не можна розвивати швидкість більше 150 км/г; при повороті на 2S швидкості треба знижувати до 80 км/г; при 3S - до 65 км/г; при 5S (радіус кривизни 349 м) - до 50 км/ч.Дефекти другої групи-експлуатаційні пошкодження, в основному втомного характеру; запобігти їм, в принципі, не можна, але можна своєчасно виявляти в процесі огляду із застосуванням методів неруйнівного контролю до того, як вони досягнуть небезпечної стадії розвитку. Перша проблема стосується корозійних пошкоджень, ефективним способом запобігання яким є нанесення захисного лакофарбного покриття, друга поверхневих пошкоджень, найчастіше виникаючих унаслідок ударів частинок баласту, вірогідність яких зростає у міру зростання швидкості руху потягів. Отже, викликає цікавість інший напрям-вивчення впливу ударів на цілісність осі для кращого розуміння закономірностей розвитку пошкоджень в цілях його прогнозування і контролю. Дані дослідження були присвячені впливу надрізів, що виникають в результаті ударів частинок баласту, на зародження і розвиток тріщин в металі осі. Сильні удари сприяють початку втомного тріщиноутворення, і тому, очевидно, необхідно знайти відповідь на наступне питання: якщо вісь піддається ударам і зона ударної дії не співпадає з місцеположенням тріщин, які можна виявити методами неруйнівного контролю (дефектоскопії), вживаними при огляді, чи можна гарантувати безпеку експлуатації до найближчого заходу на технічне обслуговування.Залізничний потяг, що складається з локомотивів і великої кількості вагонів, є складною механічною системою, в якій протікають динамічні процеси, обумовлені силою тяги локомотивів, переломами профілю і плану шляху, гальмуванням і відпуском гальм, різним темпом зміни тиску в магістралі, неоднаковим опором руху вагонів в неоднорідному складі [1, 2]. У тягових і гальмівних розрахунках враховуються повздовжні динамічні і квазістатичні зусилля, що діють на потяг при його рушанні з місця, веденні по перегону і гальмуванні, виходячи з умови безпеки руху по міцності і стійкості рухомого складу. Величину повздовжніх зусиль і можливі удари між вагонами визначають зовнішні сили і відносні швидкості руху вагонів і локомотивів. Представляючи вагони як двомасові моделі і розглядаючи вантаж як систему з розподіленою масою, досліджується вплив сухих і рідких вантажів на повздовжні коливання в потягу. Визначена залежність повздовжнього зусилля Si від стиснення поглинаючих апаратів автозчеплення yi в міжвагонному зєднанні: (2) де Жн, Жр - жорсткість міжвагонного звязку відповідно при навантаженні і розвантаженні; Жк - жорсткість конструкції вагону; Siн - зусилля при повному стисненні поглинаючих апаратів; Гl - зазори в міжвагонному зєднанні; Z - сумарне стиснення апаратів; [ - коефіцієнт вязкого опору, що враховує властивості вантажу і конструкції вагону.Встановлення оптимальної твердості поверхні катання колеса є складним завданням, вирішення якого повинне здійснюватися системно, з обліком, різних параметрів. Повздовжні зусилля, що виникають при різних режимах гальмування, є одним з основних показників, що враховуються в тягових розрахунках і розрахунках на міцність потягів.
Вывод
1. Встановлення оптимальної твердості поверхні катання колеса є складним завданням, вирішення якого повинне здійснюватися системно, з обліком, різних параметрів.
2. Твердість поверхні катання коліс в даний час обмежена величиною .
3. Напруга локалізована в межах малої області колеса і рейки. Розмір області порівняємо з розміром плями контакту.
4. Повздовжні зусилля, що виникають при різних режимах гальмування, є одним з основних показників, що враховуються в тягових розрахунках і розрахунках на міцність потягів.
5. Розроблена і підтверджена практикою експлуатації методика для оцінки повздовжніх динамічних зусиль і гальмівних шляхів у вантажних потягах і показаний вплив характеристик гальм на динаміку потягу.
6. Математична модель руху поїзда є необхідною і невідємною часткою розвитку сучасної транспортної системи.
Список литературы
Проектування, будівництво і технічний зміст земляного полотна в Німеччині здійснюють відповідно до норм DS 836. Геотехнічні вимоги в цій інструкції відносяться виключно до шляху на баласті, причому вони дані для двох діапазонів швидкості: до 160 км/г і більше 160 км/г. Ці вимоги повинні виконуватися як при реконструкції тих, що існують, так і при будівництві нових ліній на баластній підставі для швидкісного руху.
Геотехнічні вимоги до земляного полотна безбаластного шляху містяться у відповідному каталозі, який є доповненням до DS 836. На Державних залізницях Німеччини (DBAG) крім цього введені додаткові технічні умови і рекомендації по виконанню земляних робіт.
Вимоги, обумовлені динамічними навантаженнями
На земляне полотно і розташований під ним грунт діють статичні і динамічні навантаження. Вплив статичних навантажень відомий; динамічні навантаження, що викликають значну додаткову напругу в земляному полотні і грунті, залежать від різних чинників, а саме: від вигляду і технічного стану верхньої будови шляху, виду грунту і його шаруватості, типу рухомого складу і його стану, швидкості руху потягів і т.п.
При швидкості руху 100 км/г напруга, викликана динамічними навантаженнями, невелика, якщо шлях і пересувний склад не мають істотних дефектів. У діапазоні швидкості 100 - 160 км/г в окремих видах грунтів вже можуть виникати значні деформації, що підтверджується досвідом експлуатації. При швидкості більше 160 км/г динамічна напруга досягає значень, які необхідно враховувати для грунтів всіх видів.
Результати вимірювань показують, що стискуюча напруга в безбалластном шляху значно нижча, ніж в дорозі на щебеневому баласті (мал. 1).
Вплив швидкості, тобто частка динамічної напруги, в дорозі на баласті виражена значно сильніше. При швидкості 300 км/г в земляному полотні може виникати стискуюча напруга до 100 КН/м2.
Іншим, не менш важливим критерієм є динамічна стабільність земляного полотна, що визначає обєм робіт по його поточному змісту (таблиця).
Оцінка динамічної стабільності земляного полотна и грунту
Показник Характеристика верхньої будови шляху Значеня показника при швидкості поїзда, км/г
Коэффициент Kdyn Жорстка основа 1 1,1 1,15 1,2 1,3 1,3
Балласт 1 1,4 1,6 1,8 2,0 2,0
Примітка. Динамічна складова визначаєтся множенням навантаження, що викликає осадку, на коефіцієнт Kdyn.
Динамічна складова навантаження, що враховується коефіцієнтом Kdyn, зростає з підвищенням швидкості. При 300 км/г вона вища, ніж при 100 км/г, на 30 % в дорозі на жорсткій підставі і на 100 % на баластному.
Таким чином, при високій швидкості руху можливість застосування шляху на баласті обмежується за умовами механіки грунтів. Одна з причин цього - звуження зони розподілу стискуючої напруги під шпалами, що неминуче приводить до підвищення їх величини. Якщо додається ще і високий рівень грунтових вод, то земляне полотно досить швидко може прийти в стан, близький до критичного.
Геотехнічні вимоги
До несучих шарів земляного полотна предявляють певні вимоги відносно розмірів, виду грунту, його щільності і водопроникності. При цьому завжди слід віддавати перевагу земляному полотну і грунту, що володіє рівномірно розподіленою несучою здатністю і щільністю, тим більше що існує метод проведення земляних робіт з суцільним динамічним контролем ущільнення (FDVK), що дозволяє виявити дефектні місця.
Жорстка підстава безбаластного шляху створює інші (в порівнянні з баластним) умови навантаження розташованих під ним шарів грунту. У звязку з цим до них предявляються інші вимоги, зокрема, потрібна мінімальна деформованість. На нових лініях, що реконструюються, є відмінності як в товщині захисних шарів, так і у вимогах до несучої здатності і щільності.
Порівняння геотехнічних вимог до баластних і безбаластних шляхів стосовно нових ліній, що реконструюються, показало, що до шляху на жорсткій підставі вимоги значно вищі.
2.2 Дослідження напруженого стану плями контакту колеса і рейки
Взаємодія колеса і рейки є фізичною основою руху рухомого складу по залізницях. Від параметрів цієї взаємодії багато в чому залежать безпека руху і основні техніко-економічні показники господарств шляху і рухомого складу. Так, зокрема, втрати енергії, обумовлені зношуванням в системі колесо-рейка, складають 10% - 30% паливно-енергетичних ресурсів, що витрачаються на тягу. Крім того, витрати на реновацію рейок і колісних пар складають чималу частину загальних витрат дистанцій шляху і локомотивних і вагонних депо відповідно. Особливо великі витрати у звязку з цими витратами несуть локомотивні депо, оскільки за останні півстоліття середній термін служби локомотивної колісної пари істотно скоротився.
Серед причин, що викликали в 60-х - 80-х роках минулого сторіччя значне зростання інтенсивності зношування колісних пар, слід зазначити заміну самшитових підшипників ковзання підшипниками кочення, збільшення довжини і маси потягів, звуження колії до 1520 мм, введення профілю рейок (1979г.), що передбачає двоточковий контакт бандажа з головкою рейки та інші. Все це в сукупності призвело до істотної зміни навантаження зони контакту, температури і умов змазування в цій зоні, а також до зміни середньостатистичній швидкості ковзання колеса в поперечному щодо головки рейки напрямі. Результатом цих змін стало істотне зростання інтенсивності зношування коліс рухомого складу, яке, у свою чергу привело до катастрофічних результатів для локомотивного господарства: до кінця девяностих років витрати на реновацію колісних пар досягли неприпустимо великих розмірів.
На мал. 1. і 2. представлені графіки заповнення мережі залізниць Росії загартованими рейками [1] і діаграми структури обточувань колісних пар по експлуатаційному парку локомотивів на мережі залізниць Російської Федерації за 1999 і 2002 рр. [2].
Рис.2 - Заповнення мережі залізниць Росії загартованими рейками
Рис.3 - Структури обточувань колісних пар по експлуатаційному парку локомотивів на мережі залізниць Російської Федерації за 1999 і 2002 рр.
З порівняльного аналізу діаграм очевидно, що одночасно із зростанням питомої ваги обємно загартованих рейок зростає і частка обточувань по зносу гребеня. Така інтенсивність зносу викликала зростання експлуатаційних витрат в локомотивному і вагонному господарствах, повязаних з позаплановими обточуваннями колісних пар, додатковим придбанням нових бандажів і коліс.
Відзначимо, що обточування коліс, досягши товщини гребеня мінімального значення, повязане із зрізом більшого обєму металу (так званий технологічний знос) з поверхні катання. Це істотно скорочує термін служби бандажа Рис.4.
Рис.4- Профіль зносу гребеня: а - профіль зносу 1960 р., б - профіль зносу 1986 р.
З метою зниження інтенсивності зношування КП до прийнятних значень останніми роками проводиться ряд заходів технічного і організаційно-технологічного характеру [3] (поліпшення конструкції шляху і рухомого складу, вдосконалення геометрії профілю поверхні катання КП і рейок, підвищення якості їх металу і т.д.). На жаль жодне з цих заходів в повному обємі проблеми не вирішило.
Кардинальне рішення питання може бути знайдене тільки на базі використання наукових знань в області взаємодії пари колесо-рейка. Необхідне проведення науковообгрунтованої модернізації колісних пар з одночасною розробкою заходів, що забезпечують ефективну експлуатацію і ремонт модернізованих колісних пар.
До технологічних заходів щодо зниження зносу бандажів колісних пар локомотивів відносяться наступні заходи: дослідження процесу взаємодії колеса з рейкою і дія на чинники, що впливають на швидкість зношення бандажа, конструктивні заходи щодо підвищення ресурсу, технологічні методи зміцнення бандажів, зменшення тертя між бандажем і рейкою, контроль і прогнозування технічного стану і ін. (Рис.5.).
Рис.5- Заходи щодо зниження зношення бандажів колісних пар
На зносостійкість пари “колесо - рейка” за даними [4] впливають: твердість матеріалу бандажів, рейки, вміст вуглецю, структура металів і вміст сірки. Твердість металу є одним з найбільш важливих чинників, які впливають на зношення коліс рухомого складу. Впровадження за останнє десятиліття термічної обробки рейок і додання їм твердості 360 НВ безперечно зіграло важливу роль в поліпшенні роботи залізниць. Проте із зміною твердості рейок заходів по підвищенню твердості бандажів зроблено не було. В результаті відношення твердостей сталі колеса і рейки стало 0,75, це істотно змінило характер зносу в парі “колесо - рейка”. У дослідженнях Вніїжта [4], [5] 1960 - 1990х років наголошувалося, що для рівної зносостійкості відношення твердості колісного зразка до твердості рейкового зразка повинне бути близько 1,2 при прослизанні до 1%, а при прослизанні до 10% - 1,0 - 1,1.
Таким чином, встановлення оптимальної твердості поверхні катання колеса є складним завданням, рішення якого повинне здійснюватися системно з обліком, різних параметрів, а величина твердості поверхні катання коліс на сьогоднішній час обмежена величиною .
Розробка ефективних методів зниження ступеня зносу залежить від наявності методик дослідження, оцінки параметрів контактної взаємодії пари “колесо - рейка” за допомогою чисельних методів.
Завдання контакту кочення двох пружних тіл, що мають однакові характеристики пружності, як для колеса і рейки, може бути представлене роздільно у вигляді нормального і тангенціального завдань. Мета першого завдання полягає у визначенні розміру і форми площадки контакту, а також розподіли нормальної контактної напруги. Результати вирішення нормальної задачі використовуються для знаходження рішення тангенціальною, такою, що полягає в знаходженні розподілу дотичної напруги і моменту в зонах зчеплення і прослизання контактної площадки.
Г. Герц дав перше надійне математичне рішення нормальної задачі. Відстань між недеформованими тілами може бути знайдена геометрично, якщо відомі радіуси кривизни тіл в точці контакту. Пружні властивості колеса і рейки, що описуються коефіцієнтом Пуассона і модулем пружності, вважаються однаковими. Якщо тіла навантажені нормальною силою, зявляється зона контакту еліптичної форми з великою напіввіссю у напрямі подовжньої осі рейки представленою на Рис.6.
Рис.6 - Розподіл нормальної герцевської напруги на площадці контакту
Максимальна контактна напруга може бути розрахована по формулі: (1) де еквівалентний радіус, залежний від характерних радіусів взаємодіючих тіл (колеса і рейка) в місці контакту.
Таким чином, нормальна напруга на поверхнях катання рейки і колеса залежить від навантаження від колеса на рейку, радіусів поверхонь катання колеса і рейки, властивостей взаємодіючих матеріалів.
Слід мати на увазі, що контактна теорія Герца справедлива при наступних допущеннях: контактуючі поверхні однорідні і ізотропні;
сили тертя в зоні контакту не діють;
розмір контактної площадки малий в порівнянні з розмірами контактуючих тіл і характерними радіусами кривизни недеформованих поверхонь;
для контактного завдання використано вирішення лінійного пружного напівпростору;
контактуючі поверхні гладкі.
При русі екіпажу положення колісної пари по відношенню до рейок істотно міняється, приводячи до виникнення різних поєднань контактних зон колеса і рейки.
Навіть за умови постійного осьового навантаження нормальна напруга істотно мінятиметься внаслідок відмінності в радіусах кривизни контактуючих поверхонь цих зон.
Якщо в області контакту має місце один радіус кривизни поверхні, можна використовувати рішення Герца. Якщо в області контакту є два або декілька радіусів кривизни, наприклад і (Рис.7.), рішення Герца несправедливе, і для визначення майданчика контакту слід використовувати негерцівське рішення. Це особливо важливо при різноманітних поєднаннях зношених профілів колеса і рейки.
При знаходженні нормальної контактної напруги для неконформного негерцівського контакту використовуються різні методи і програми. Зокрема, повне розвязання негерцевскої задачі може бути знайдене за допомогою програми CONTACT [6]. Проте через те, що вирішення задачі за допомогою цієї програми вимагає великого часу, запропоновані різні варіанти наближеного розвязання негерцівської задачі. Наприклад, з використанням методу апроксимації негерцівській геометрії еліпсами отримані результати, в достатній мірі що узгоджуються з точним рішенням (Рис.7.) [7].
Інший підхід, що використовується для знаходження контактної напруги між зношеним колесом і рейкою, полягає в моделюванні контактуючих тіл з використанням пружної підстави, при якій деформація поверхонь пропорційна нормальній контактній напрузі [8]. Отримана при цьому максимальна контактна напруга буде в 1,3 більше, ніж при герцівському розвязанні. Розмір площадки контакту і розподіл нормальної напруги залежать від нормального навантаження, що діє від колеса на рейку, профілів колеса і рейки, поперечного і кутового положення колісної пари на рейках і подуклонки рейок.
Рис.7 - Геометрія контакту колеса і рейки: осі системи координат; характерні радіуси ( - радіус профілю колеса)
Рис.8 - Форма площадки контакту і розподіл тиску:
Колісна пара може контактувати з рейкою в двох різних точках [9]. Двоточковий контакт приводить до утворення двох площадок контакту: А на поверхні катання рейки і В на бічній поверхні головки рейки в районі викружки (Рис.9.,а). Внаслідок того що колісна пара при русі в кривій переміщається з деяким кутом набігання а, площадка контакту В зрушена вперед (мал. 8.,б). Збільшення кута набігання приводить до збільшення відстаней між площадками контакту (забігу) і до миттєвої осі обертання колісної пари і тим самим до зростання відносного прослизання і тангенціальної сили, що з ним звязана. У зоні того, що стосується гребеня колеса і робочої грані головки зовнішньої рейки рівень розрахункової контактної напруги може досягати 3000 Мпа.
При контакті сильно зношеної рейки з новим або зношеним колесом змінюється форма області розподілу тиску. Розмір площадки контакту істотно зменшується, він зрушується до зовнішньої поверхні зовнішньої рейки, приводячи до збільшення контактного тиску, рівень якого може досягати межі текучості, що викликає пластичну деформацію головки рейки.
Рис.9 - Положення і розміри контактних майданчиків при двоточковому контакті колеса і рейки : а) А, В - точки контакту колеса з рейкою; осі координат кут набігання колеса на рейку; кут подуклонки рейки; вектор швидкості руху колісної пари б) А, В - майданчики контакту; I, II, III - області контакту; радіуси кривизни головки рейки
Зазвичай контактна напруга на поверхні катання (область А) колеса вантажного вагону знаходиться в межах 1300 - 1700 Мпа. Збільшення осьового навантаження приводить до зростання контактної напруги пропорційно до її величини (див. формулу 1).
Якщо поверхня катання колеса має прокат з поперечним профілем, що утворився, це призводить до істотного збільшення контактного тиску, який може мати місце по обох сторонах цього профілю. Так, при величині прокату профілю 2 мм розрахункова контактна напруга на обох краях може досягати 6000 Мпа, що свідчить про значний пластичний перебіг матеріалів.
Висока контактна напруга виникає у випадках, якщо профіль колеса своїм зовнішнім краєм спиратиметься на рейку або контактна зона не досягає зовнішнього краю колеса, приводячи до виникнення виступу (фальшивого гребеня) в області зовнішньої частини поверхні катання колеса.
Величина і розподіл контактної напруги істотно залежать від профілів колеса і рейки і від того, який має місце контакт: одноточковий або двоточковий. При конформному профілі розмір площадки контакту збільшується, приводячи до зменшення рівня контактної напруги в порівнянні з неконформними профілями.
Таким чином для оцінки загального напруженого стану в парі колесо-рейка досить вирішити завдання Герца для одноточкового контакту бандажа і рейки. Вирішення задачі проводилося в програмному комплексі ANSYS.
При побудові моделі “колесо - рейка” і проведенні розрахунків розглядався тип рейки Р65 по ГОСТ 18267 - 82, і бандаж ГОСТ 398 - 96, при цьому розглядався незношений профіль бандажа і рейки. Механічні властивості бандажа і рейки, що використовуються для розрахунку представлені в таблиці 1.
Схема сил, що завантажують колісну пару, представлена на малюнку 9.
Рис.10. Схема сил, що завантажують колісну пару
У глобальній декартовій системі координат проводилося розбиття колісної пари на тетраедричні кінцеві елементи. Кінцево елементна сітка представлена на Рис11.
Рис.11. Кінцево елементна модель пари “Колесо - рейка”
На Рис.12 представлена эпюра розподілу напруги в парі “колесо - рейка”.
Рис.12. Эпюра розподілу напруги в контакті пари “Колесо - рейка”
При розрахунку було виявлено, що в зоні контакту на поверхні катання колеса напруги досягають значних величин, але вони локалізовані в межах невеликої області. Розмір цієї області порівняємо з розміром плями контакту.
2.3 Оцінка пропускної спроможності залізничної ділянки, що потенційно реалізовується
Важливим показником експлуатаційної роботи залізничної ділянки є пропускна спроможність, визначувана мінімальним, таким, що реалізовується при відповідній системі забезпечення безпеки руху (СЗБР) інтервалом попутного проходження потягів. Методика розрахунку даного інтервалу для різних елементів залізничної ділянки при існуючих СЗБР викладена в спеціальних інструкціях. Проте доцільно оцінити величину мінімального інтервалу попутного проходження потягів, що реалізовується, забезпечуваної при устаткуванні ділянки деякій ідеальною СЗБР, в якій управління поїздом здійснюється на підставі отримання в кожній точці шляху у будь-який момент часу точної інформації про координату, швидкість проходження і шляху екстреного гальмування складу, що йде попереду. Розрахована для ідеальної системи величина інтервалу міжпотягу, а отже, і пропускна спроможність, що потенційно реалізовується, є еталоном при оцінці експлуатаційних показників залізничної ділянки і якості управління в тих, що існують і СЗБР, що розробляються. Завданню визначення інтервалу міжпотягу, що потенційно реалізовується, для різних елементів залізничної ділянки присвячені роботи [1...3]. У даній роботі вирішення вказаної задачі, а також оцінку пропускної спроможності, що потенційно реалізовується, в різних точках залізничної ділянки пропонується здійснювати з використанням спеціальних математичних моделей.
При організації безупинного руху потягів через довільно узяту точку залізничної ділянки можна розглядати як формування в ній послідовності імпульсів з тривалістю Тп, визначуваною довжиною складу l і швидкістю V його проходження.
Період проходження імпульсів обернено пропорційний середньому значенню швидкості складу на даному інтервалі: (3)
При устаткуванні ділянки ідеальної СЗБР, що передбачає управління по координаті кінця потягу, що йде попереду, і використання рівносповільненої моделі службового гальмування, мінімальна можлива відстань між двома поїздами може бути обчислено за формулою: (4) де а - розрахункова величина уповільнення складу на даній ділянці.
Процес формування імпульсів при постійній швидкості V руху потягів по даній ділянці може бути описаний математичною моделлю, представленою на мал. 1, розробленій на основі моделі частотно-імпульсної модуляції [4]. Нелінійний елемент забезпечує задання швидкості потягу залежно від відстані _Sm до кінця поїзду, що йде попереду. При досягненні параметром S значення _Sm виробляється d-функція, використовувана для формування лінійною ланкою прямокутного імпульсу і скидання інтегратора в нуль. Збільшенню швидкості руху на ділянці обовязково повинне передувати збільшення відстані між поїздами _Sm.
Рис.14 Математична модель, що описує рух потягів з постійною швидкістю і міжпоїздовим інтервалом, що потенційно реалізовується, по ділянці, обладнаній ідеальною СЗБР
Розрахункова довжина і довжина, що реалізовується в режимі службового гальмування уповільнення потягів визначаються характеристиками залізничної ділянки і рухомого складу, що рухається на нім. Тому доцільно досліджувати залежність що потенційно реалізовується при ідеальній СЗБР інтервалу міжпотягу від встановленої швидкості руху на ділянці. Використання рівносповільненої моделі службового гальмування дозволяє записати:
(5)
Рис.14 Залежність інтервалу між потягу, що потенційно реалізовується, від швидкості руху потягів по ділянці, обладнаній ідеальною СЗБР
Досліджуючи функцію на екстремум, досягнемо значення швидкості при якому забезпечується мінімальне, рівне значення інтервалу міжпотягу. Залежність даного інтервалу від швидкості руху на ділянці при різних розрахункових значеннях довжини і уповільнення складів ілюструє Рис.14. Тут же в таблиці (див. мал. 2) приведені значення що потенційно реалізовуються в точках екстремуму функції інтервалу міжпотягу Tmin, а також відповідні кожній точці значення швидкості Vэкст і довжини l складу. l, м 100 250 500 750 1000
Vэкст, м/с 10,95 17,32 24,5 30 34,64
Tmin, с 18,26 28,87 40,82 50 57,74
Для оцінки що реалізовується в умовах ідеальної СЗБР інтервалу входу на станцію або ділянку обмеження швидкості передбачається використовувати математичну модель, представлену на мал. 3. Завдання закону зміни швидкості потягу на підході до ділянки її обмеження а або станції б здійснюється за допомогою вхідних до складу моделі нелінійних елементів 1, 2. Елемент 1 відтворює закон зміни швидкості V0, реалізація якого забезпечує проходження складів з мінімально можливим в даному випадку міжпоїздовим інтервалом [1...3]. Елемент 2 визначає зміну швидкості Vи, що реалізовується при досліджуваному процесі управління веденням потягу. Елементи 3, 4 забезпечують ухвалення параметром V значення Vи або V0, що обирається з урахуванням співвідношення швидкостей, що задаються. Призначення елементів 5...7 ідентично призначенню вже розглянутих вище аналогічних функціональних елементів, що входять до складу моделі, представленої на Рис.13.1. Лисицын А.Л., Мугинштейн Л.А., Терещенко В.П. Поезда повышенного веса и длины. Опыт, проблемы, возможности // Железнодорожный
2. П. Динамика торможения тяжеловесных поездов. М.: Транспорт, 1977. 151 с.
3. Ступин Д.А., Беляев В.И. Разработка российского эластомерного поглощающего аппарата для автосцепного устройства грузовых вагонов // Вестник ВНИИЖТ. 1998. № 6. С. 29...31.
4. Исследование динамики поезда с гидрогазовыми поглощающими аппаратами ГА-500 / С.В. Вершинский, П.Т. Гребенюк, Г.В. Костин, А.Д. Кочнов, Ю.М. Черкашин / Сб. науч. тр. ВНИИЖТ. Вып. 649. М.: Транспорт, 1982. С. 49...65.
5. Баранов Л.А. Потенциальная оценка пропускной способности железнодорожной линии по системам обеспечения безопасности // JYЖЕЛ: «The 7th International scientific conference of railway experts». Yugoslavia, Vrnjacka Banja: 2000. Р. 43...49.
6. Расчет и оптимизация координатного сближения поездов метрополитена / Л.А. Баранов, А.А. Моисеев, В.М. Абрамов, В.Н. Полоцкий // Вестник ВНИИЖТ. 1992. № 6. С. 24...28.
7. Шур Е.А. К вопросу об оптимальном соотношении твердости рельсов и колес //Современные проблемы взаимодействия подвижного состава и пути: Материалы научно-практической конференции/ ВНИИЖТ. - М., 2003. с. 87 - 93.
8. Бартенева Л.И. Технология лубрикации боковой поверхности рельсов передвижными рельсосмазывателями - комплексное решение проблемы износа в контакте гребень колеса - рельс //Современные проблемы взаимодействия подвижного состава и пути: Материалы научно-практической конференции/ ВНИИЖТ. - М., 2003. с. 114 - 122.
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
