703

Анализ результатов расчета позволяет сделать следующие выводы:

—минимальная высота получилась у горок с корытообразным профилем;

—минимальное время хода «очень плохого бегуна» от вершины до расчетной точки получилось у горок, имеющих ступенчатый профиль;

—коэффициенты использования мощности тормозных позиций будут меньше у горок с корытообразным профилем;

—диф оказался лучше у горок со ступенчатым профилем. Таким образом, ни по одному из перечисленных показателей

рекомендуемый продольный профиль не оказался наилучшим. Следует отметить, что при проектировании сортировочных горок необходимо учитывать множество случайных факторов, которые могут привести к изменению результатов расчета. Поэтому рекомендовать один вариант конструкции продольного профиля сортировочной горки для любых условий недостаточно. Очевидно, при проектировании новых сортировочных горок необходимо учитывать желание заказчика.

Как было указано выше, число надвижных путей для горок большой мощности рекомендовано 2 и более. При двух путях надвига расстояние от вершины горки до первой тормозной позиции равно примерно 70–80 м, а проверки, как правило, выполняются по первому замедлителю и первой разделительной стрелке. Как только число надвижных путей увеличивается до 3- 4, начинаются проблемы, связанные с тем, что расстояние от вершины горки до первой тормозной позиции увеличивается примерно на треть, и «очень хороший бегун» массой 85 т начинает догонять «очень плохого». Поэтому необходимо рассмотреть вариант горки большой мощности с тремя тормозными позициями на спускной части горки и одной тормозной позицией на путях сортировочного парка.

251

Следует отметить, что количество замедлителей остается неизменным для каждого варианта, только они по-разному распределяются по тормозным позициям:

I вариант (1, 2, 2, 3);

II вариант ( 1, 1, 3, 3).

Результаты расчетов сведены в табл. 3, 4.

Расчеты показали, что каждый вариант имеет свои преимущества и недостатки. Так, высота горки и в том, и другом варианте примерно одинаковая, время хода от вершины горки до расчетной точки в первом варианте меньше на 1,45 с, коэффициенты использования мощности тормозных позиций

Согласно нормативным требованиям [1], основной критерий, учитывающийся при проектировании сортировочных горок, – обеспечение максимальной перерабатывающей способности. Поэтому необходимо сравнить два рассматриваемых варианта сортировочной горки по перерабатывающей способности:

вариант I – традиционная горка (рекомендуемая литературными источниками) с двумя тормозными позициями на спускной части горки и одной парковой тормозной позицией;

252

вариант II – сортировочная горка с тремя тормозными позициями на спускной части горки и одной парковой тормозной позицией.

Сравнить варианты можно по дифам (табл. 5), минимальное значение которых говорит о большей перерабатывающей способности.

253

1 1 — кривая; 2 — стрелочный перевод; 3 — тормозная позиция; 4 — прямая.

Как видно из табл. 5, диф оказался значительно меньшим, когда сортировочная горка оборудована тремя тормозными позициями на спускной части горки и одной парковой тормозной позицией. Установка одного замедлителя перед перекрестным съездом дает возможность раньше вмешиваться в режим торможения по сравнению с традиционной горкой. Пример такой горки в России имеется – это нечетная горка ст. Инская.

Выводы

1.При проектировании новых и реконструкции существующих сортировочных горок необходимо рассматривать несколько типов конструкции продольного профиля, исследовать различные варианты рекомендуемого нормами профиля в виде параболы недостаточно.

2.С целью достижения большей перерабатывающей способности и более качественного скатывания расчетных бегунов на спускной части горки необходимо проектировать три тормозные позиции и одну парковую тормозную позицию.

Литература

1.Правила и нормы проектирования сортировочных устройств на железных дорогах колеи 1520 мм. М., 2003. 168 с.

2.Пособие по применению правил и норм проектирования сортировочных устройств / Ю.А. Муха, Ш.Б. Стишков, В.П. Шейкин и др. / М.: Транспорт, 1994. 220 с.

3.Проектирование сортировочных горок: Метод. указ. по курсовому и дипломному проектированию / Сост. В.И. Жуков, П.П. Малышев, А.А. Климов. Новосибирск: Изд-во СГУПСа, 1999. 47 с.

254

УДК 629.45/.46.015

Д.В. ОСИПОВ

МЕТОДИКА ОПРЕДЕЛЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК,

ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ВАГОНЫ ПРИ СОУДАРЕНИЯХ НА

СОРТИРОВОЧНЫХ ГОРКАХ

При соударении скатывающегося с горки отцепа с вагонами, стоящими на сортировочном пути, ударная нагрузка прежде всего воспринимается автосцепками соударяющихся вагонов. В дальнейшем происходит перераспределение динамических нагрузок на другие элементы. Схема перехода действия динамических нагрузок при соударении вагонов показана на рис. 1.

Рис. 1. Схема вариантов распространения динамических нагрузок при соударении вагонов:

Fасп – сила, действующая при соударении на автосцепное устройство вагона; Fв – сила, действующая на вагон (раму и кузов); Fкрг – сила, действующая на крепление груза; Fтг – сила, действующая на тару груза; Fг – сила, действующая на груз

Передача динамических нагрузок, в зависимости от вида груза, типа вагона, вида тары, упаковки и крепления, может происходить следующим образом:

1)автосцепное устройство – вагон (рама и кузов) – крепление груза – тара и упаковка груза – груз;

2)автосцепное устройство – вагон (рама и кузов) – тара и упаковка груза – груз;

3)автосцепное устройство – вагон (рама и кузов) – крепление груза – груз;

4)автосцепное устройство – вагон (рама и кузов) – груз. На каждом из этапов происходит диссипация (поглощение)

определенной доли энергии удара: в автосцепном устройстве – за счет поглощающего аппарата и сил трения в узлах автосцепки; в раме и кузове вагона – за счет сжатия элементов рамы и кузова, а также в узлах крепления деталей вагона; в креплении и таре

255

груза – за счет сжатия и растяжения элементов крепления и тары; в грузе – за счет деформации самого груза, обусловленной его физическими свойствами.

Для обеспечения безопасности переработки вагонов на горке необходимо учитывать, что каждый из элементов механической системы, участвующих в преобразовании удара, может оказаться лимитирующим.

Количество поглощаемой энергии на каждом из этапов преобразования динамических нагрузок зависит от множества факторов. Определение величины потерь энергии на том или ином этапе представляет собой решение отдельных научных проблем и далеко не всегда может быть описано при помощи универсальных зависимостей и законов. Некоторые из возникающих задач, с учетом наличия весьма значительного (иногда близкого к бесконечности) количества возможных вариантов сочетания действия различных факторов, до настоящего времени не имеют решения. Многие задачи до сегодняшнего дня не имеют четких формулировок и требуют детальной теоретической разработки с привлечением положений теории сопротивления материалов, теории удара, теоретической механики, теории надежности, физики, химии и других наук.

В настоящей работе поставлена цель определения подходов и решения части общих задач, связанных с расчетом значений динамических нагрузок, действующих на автосцепные устройства и раму вагонов.

Расчет скоростей соударения вагонов позволяет оценить влияние конструкции, технического оснащения и технологии работы сортировочных горок на вероятность появления сверхнормативных динамических нагрузок, действующих на вагоны, в том числе загруженные опасными грузами. Такая оценка может выполняться путем сопоставления фактических скоростей соударения с допустимыми, установленными Правилами технической эксплуатации железных дорог РФ и местными инструкциями по работе сортировочных горок.

Однако при оценке динамических нагрузок на основании скоростей соударения не учитывается масса соударяющихся отцепов, тип и особенности конструкции вагонов, а также параметры поглощающих аппаратов автосцепок. В результате использование такого метода для решения ряда задач становится недостаточно эффективным. Среди подобных задач – адекватная оценка повреждаемости вагонов в результате соударений на путях сортировочного парка, требующая определения сил,

256

действующих на вагоны, в том числе с опасными грузами, в процессе расформирования составов на сортировочных горках.

Для решения рассматриваемой задачи необходимо производить оценку динамических нагрузок, действующих на вагоны в процессе роспуска, на основании статистических данных, полученных в ходе имитационного моделирования процесса расформирования составов, с учетом максимальных значений продольных сил, действующих на раму и кузов вагона при соударениях отцепов.

При исследовании соударений вагонов на сортировочных горках для определения максимальной продольной силы, действующей на раму и кузов вагона при ударе, целесообразно взять за основу упрощенную расчетную схему взаимодействующих вагонов и работы амортизирующих устройств [1, 2].

В расчетной схеме, представленной на рис. 2, центры масс соударяющихся вагонов представляются в виде материальных точек с массой, равной массе соударяющихся вагонов (m1 и m2), движущихся соответственно со скоростями v1 и v2. Возникающая при соударении продольная сила ударного взаимодействия вагонов P будет зависеть от сжатия связи Q, соединяющей данные материальные точки.

Q

v1 v2

Рис. 2. Расчетная схема соударяющихся вагонов для определения продольных сил их ударного взаимодействия

Упрощенно данную связь можно представить состоящей из четырех упругих элементов:

— рама и кузов первого вагона, рассматриваемые как упругий стержень с жесткостью kк1 ;

—поглощающий аппарат автосцепного устройства первого вагона, имеющий силовую характеристику P (x1);

—поглощающий аппарат автосцепного устройства второго вагона, имеющий силовую характеристику P (x2);

—рама и кузов второго вагона, рассматриваемые как упругий

стержень с жесткостью kк2 .

257

Предполагается, что перед соударением скорость второго вагона равна нулю. В случае, если она не равна нулю, используется относительная система координат, центром которой является центр масс движущегося второго вагона. Таким образом, перед соударением вагонов обладать начальной кинетической энергией будет только первый вагон. Величину этой энергии можно определить по формуле

где v0 – относительная разность скорости движения первого и второго вагонов.

При соударении из-за деформаций и нагревания тел при ударе происходит частичная диссипация начальной кинетической энергии соударяющихся вагонов. Так как вагоны после соударения движутся совместно, то согласно теории удара данный удар является неупругим.

В соответствии с теоремой Карно: «Кинетическая энергия, потерянная телами при неупругом ударе, равна кинетической энергии тел, соответствующей их потерянным скоростям.» [3]:

где Ек – кинетическая энергия вагонов в конце удара; vк – скорость вагонов после соударения.

Так как считается, что один из вагонов при ударе находится в состоянии покоя, то на основании формулы (2) получаем следующее выражение для определения величины потери кинетической энергии при ударе:

Изменение начальной кинетической энергии происходит при соударении в основном за счет преобразования энергии в работу сил упругости при сжатии рам и кузовов вагонов, а также поглощения в амортизирующих приборах автосцепного оборудования.

258

Идеализированная силовая характеристика соединения вагонов, оборудованных фрикционными поглощающими аппаратами, при нагружении представлена на рис. 3. Интеграл функции P (q ) (зависимость продольной силы от сжатия связи Q ) численно равен поглощенной кинетической энергии при соударении вагонов.

P, Н

Pmax

Pк

Pн

q, мм

Рис. 3. Идеализированная силовая характеристика соединения вагонов, оборудованных фрикционными поглощающими аппаратами

Зная величину поглощаемой кинетической энергии при ударе, определяемую по формуле (4), характеристики вагонов и силовые характеристики их поглощающих аппаратов, можно определить максимальную продольную силу, возникающую при соударении вагонов:

где q — сжатие связи Q, мм.

Для случаев, когда происходит соударение вагонов одинакового типа, оборудованных одинаковыми поглощающими аппаратами, выражение (5) в развернутом виде примет вид системы уравнений:

259

тате соударения вагонов, Н; Pн – сила начальной затяжки поглощающего аппарата, Н; Pк – сила закрытия поглощающего аппарата, Н; Pmax – сила, превышение которой приводит к необратимым пластическим деформациям элементов несущей конструкции кузова вагона, Н, (равна 3 МН); kк – жесткость рамы и кузова вагона, Н/м; P (x ) – силовая характеристика поглощающего аппарата; хк – ход поглощающего аппарата, соответствующий воздействующей на него силе P, м; Епогл – энергоемкость поглощающего аппарата, Дж; vо – относительная скорость соударения вагонов, м/с; vmax – скорость соударения вагонов, соответствующая возникающей продольной силе 3 МН, м/с; kks – жесткость пружины, энергетически имитирующей деформирование кузова при силах больше Pmax, Н/м.

Силовые характеристики амортизирующего устройства вагона на примере поглощающих аппаратов Ш-1-ТМ энергоемкостью 50 кДж (класс Т0) и ПМКП-110 энергоемкостью 70 кДж (класс Т1) проиллюстрированы на рис. 4 [4, 5].

Первое уравнение в системе соответствует нагружению на участке 1–2 (см. рис. 3). В этом случае ударная нагрузка передается только на рамы и кузова вагонов, так как поглощающие аппараты еще не задействованы.

Второе уравнение соответствует нагружению на участке 2–3, при этом продольная сила достигает значений, при которых поглощаемая энергия распределяется суммарно на поглощающие аппараты и кузова вагонов.

Третье уравнение соответствует нагружению на участке 3–4. Продольная сила достигает максимальных значений, при которых поглощающие аппараты закрываются и избыточная (непоглощенная аппаратами) кинетическая энергия воспринимается рамой и кузовом вагона.

260