Динамические характеристики тепловозов с пружинным рессорным подвешиванием

Одним из важных вопросов проектирования экипажной части тепловоза является выбор основных характеристик рессорного подвешивания: статического прогиба и демпфирования. Проведенные исследования позволили разработать рекомендации по выбору статического прогиба, однако еще не отработана конструкция фрикционных демпферов. Таким образом, выбор рационального сочетания упругих и диссипативных характеристик для тепловозов следует проводить на основе результатов опыта и расчетов.

В качестве источника возбуждения низкочастотных колебаний обрессоренных частей (до 8-10 Гц) принимаются вертикальные перемещения колесной пары, которые при неизменных условиях движения описываются гауссовской стационарной случайной функцией. По заданной ФСП воздействия определяются статистические характеристики колебательного процесса кузова и тележек, проводится оценка параметров рессорного подвешивания по плавности хода или любому другому выходному критерию, определяются частотные характеристики, связывающие перемещения колесной пары с неровностями пути. При этом по опытным данным ускорений букс одного тепловоза можно оценивать динамические характеристики другого с близкой осевой нагрузкой.

Методами физического моделирования и расчетами на ЦВМ оценивают влияние нелинейных характеристик демпферов, сбалансированности осей, трения в сочленении балансиров, проводят сопоставление расчетных данных с результатами натурных испытаний.

Вопросы оптимизации параметров рессорного подвешивания решаются с учетом динамических нагрузок, действующих на экипажную часть, и влияния демпфирующих сил в системе подвешивания. На основе исследования влияния различных видов трения на колебания обрессоренных частей получены рекомендуемые характеристики рессорного подвешивания: относительное демпфирование р = 0,2-н0,25; размещение большей части статического прогиба в одной из ступеней не менее 60-70%. Однако сосредоточение большей части прогиба во второй ступени нецелесообразно, так как вся масса тележки оказывается в этом случае без виброзащиты от воздействий со стороны пути.

Оптимальные параметры рессорного подвешивания с учетом широкого спектра частот колебаний выбирают на основе экспериментальных данных. Проведенные испытания по доводке конструкции рессорного подвешивания выпускаемых тепловозов позволили сформулировать соответствующие требования. Проведены мероприятия по снижению отрицательного влияния демпферов на уровень динамических нагрузок экипажа от колебаний необрес-соренных частей.

Применение гидравлических демпферов в буксовой ступени в настоящее время сдерживается ввиду больших нагрузок, возникающих от действия высокочастотной (15-20 Гц и более) вибрации необрессоренной колесной пары. Так, при ускорении буксы 10? сила по штоку гидродемпфера (пропорциональная скорости) может достигать 40 кН и более. Гидравлические демпферы требуют специальной защиты от высокочастотных нагрузок, и, как правило, в буксовой ступени их не применяют. Этот недостаток может быть частично устранен включением последовательно с демпфером упругой связи. Особо трудной задачей является демпфирование колебаний при одноступенчатом рессорном подвешивании.

Применение фрикционных демпферов, как показали испытания бесчелюстных тележек тепловозов, не обеспечивает эффективного демпфирования: при недостатке трения развиваются резонансные колебания, а при прогибах в пределах стрелы трения подвешивание теряет упругие свойства.

Анализ результатов динамических испытаний ж.-д. подвижного состава показывает, что они проводятся по разным программам и методикам в зависимости от поставленной задачи. Наиболее важными являются исследования взаимодействия тепловоза и пути, по результатам которых устанавливают допускаемые скорости движения, определяют различные показатели качества. В последние годы широкое распространение получили динамико-прочностные испытания, позволяющие оценить прочность конструкции от действия непосредственно измеряемых нагрузок. Отдельные испытания проводят применительно к рассматриваемой математической модели.

Важное место в исследованиях динамики тепловозов занимают вопросы колебаний обрессоренных частей экипажа ввиду сложности выбора рациональных характеристик рессорного подвеши вания, которые не удается разрешить без экспериментальной »оценки конкретного экипажа в эксплуатационных условиях. Большинство исследований в области колебаний надрессорного строения посвящены колебаниям в низкочастотном спектре, связанным с собственными и вынужденными колебаниями на рессорном подвешивании. Выбор основных характеристик рессорного подвешивания (статический прогиб, величина демпфирования, коэффициент вертикальной динамики) проводят на основе анализа низкочастотного колебательного процесса.

Применяемые в настоящее время как фрикционные, так и гидравлические демпферы способствуют передаче высокочастотных колебаний необрессоренных частей к обрессоренным частям практически независимо от величины статического прогиба. Это явление недостаточно изучено. Накопленные в настоящее время данные исследований различных систем рессорного подвешивания подтверждают, что для снижения высокочастотного ускорения об-рессоренных частей необходима коренная реконструкция системы рессорного подвешивания.

Одной из важных предпосылок исследования колебаний экипажей является выбор расчетной математической модели в зависимости от поставленной задачи. В ряде работ при оценке характеристик рессорного подвешивания принимаются модели либо одноколесного, либо плоского п-осного экипажа. Боковые колебания тепловоза (относ, влияние, боковая качка), как не связанные с продольными колебаниями, рассматриваются отдельно. При оценке различных схем рессорного подвешивания используются модели плоских колебаний экипажа с учетом сил инерции КМБ и характеристик пути.

На рис. 28 представлена схема колебательной системы обрес-соренных частей и КМБ.

Составим дифференциальные уравнения совместных колебаний шестиосного тепловоза с одноступенчатым рессорным подвешиванием, движущегося по пути со случайными неровностями. Принятые допущения: боковые колебания функционально не связаны с вертикальными, т. е. предполагаются плоские колебания; движение определяется на прямом участке пути без силы тяги; силы

Рис. 28. Схема колебательной системы обрессоренных частей и КМБ в продольно-вертикальной плоскости трения без смазочного материала учитываются в виде эквивалентного вязкого сопротивления; тележки не имеют продольного перемещения относительно кузова; силы упругого скольжения между колесом и рельсом (крипа) в расчет не вводятся; рессорное подвешивание симметрично относительно центра тяжести кузова. Положение экипажа относительно поступательного движения в продольно-вертикальной плоскости определяется следующими обобщенными координатами: вертикальными гк и угловыми <рк перемещениями обрессоренной массы; горизонтальным перемещением х экипажа вдоль оси пути (подергивание); вертикальным перемещением 9г колесных пар; угловыми колебаниями ТЭД ф*.

Выражения для кинетической, потенциальной энергии и диссипативной функции имеют вид

где Ли, Ац и Д2г - деформации соответственно буксовых пружин, подвесок ТЭД к раме тележки и верхнего строения пути; Ди= =гк±а{фк - Яг (1=1, 2,..., 6), знак минус - деформации пружин задней тележки с соответствующей заменой <71 - <73 на Яъ - <74; Д4г = 2к±/дф4±(/д-а{) фк - <7г, ЗНЭК МИНуС - ДЛЯ ТЭД задней тележки с соответствующей заменой ф1 - фз на фб - ф4; А2г = <7г - ^ - высота случайной геометрической (или динами ческой) неровности пути, которая является источником вынужденных колебаний.

Координата х явно не входит в кинетический потенциал Ь и является циклической, ее можно исключить из уравнений движения. Дифференцируя потенциал Ь по х, получим

Знаком суммы учитываются все шесть осей. Аналогично составляются уравнения по всем и <рг-. Инерционные, диссипативные и жесткостные коэффициенты будут следующими:

(знак плюс для 1-3-й осей, знак минус для 4-6-й осей); Сзз=^дС4; Сз4=-/дс4; с44 = с1+С2+с4. Величины Ьг] представляют аналогично с заменой с\, с2 на 6Ь 62 (64=0).

Система уравнений (23) используется для сопоставления различных вариантов рессорного подвешивания. Для исследования низкочастотных колебаний надрессорного строения можно еще упростить математическую модель, приняв жесткую подвеску крепления ТЭД к раме тележки, так как ввиду большого предварительного натяга при низкочастотных колебаниях она является центром поворота. Как видно из системы (23), приведенная масса экипажа при вертикальных колебаниях возрастает ввиду действия инерции КМБ.

Современные средства измерения, записи и статистической обработки экспериментальных данных позволяют оценивать динамические качества рессорного подвешивания с учетом высокочастотных колебаний при взаимодействии обрессоренных и необрес-соренных частей через упругие и демпфирующие элементы рессорного подвешивания. Как показывает анализ проведенных испытаний тепловозов, низкочастотные колебания происходят с частотами собственных колебаний (боковая качка, вертикальные колебания), на них накладываются колебания с более высокими частотами.

На рис. 29 приведены характерные кривые ФСП вертикальных ускорений боковины рамы тележки над осью первой колесной пары тепловоза 2ТЭ116 с индивидуальным одноступенчатым рессорным подвешиванием, включающим пружины и фрикционные демпферы, в диапазоне частот до 45 Гц при скорости 90 км/ч. Наибольшие значения ФСП ускорений получены при частоте около 2 Гц, в диапазоне частот 12-20 Гц значения ФСП убывают, а свыше 20-22 Гц существенно возрастают. Наблюдаются заметные узкополосные составляющие на частотах около 10, 30 и 40 Гц.

В процессе испытаний установлено, что характер ФСП и распределение дисперсии по частотам практически не связаны с работой дизеля. Сопоставление экспериментальных функций спектральной плотности с расчетными, найденными по АЧХ и ФСП эквивалентной неровности пути, показало их хорошее совпадение-

Функция спектральной плотности вертикальных ускорений рамы тележки тепловоза 2ТЭ116 при у=100 км/ч

Рис. 29. Функция спектральной плотности вертикальных ускорений рамы тележки тепловоза 2ТЭ116 при у=100 км/ч:

1 - режим холостого хода; 2 - режим номинальной нагрузки; 3 - рассчитанная по формуле (7)

в зоне низких частот колебаний обрессоренных частей экипажа (2-3 Гц).

Как уже отмечалось, основными параметрами рессорного подвешивания являются значения статического прогиба и сил трения, которые определяют частоты и амплитуды перемещений над-рессоренного строения. Статический прогиб характеризует способность рессорного подвешивания обеспечивать виброзащиту силового оборудования от кинематического возбуждения со стороны пути, а силы трения - демпфирование резонансных колебаний. При неправильно подобранной величине демпфирования динамические качества локомотива будут ухудшаться независимо от величины статического прогиба.

Обобщение результатов многочисленных динамических испытаний тепловозов и электровозов с различными вариантами экипажной части позволило разработать рекомендации по улучшению показателей вертикальных колебаний эксплуатируемых тепловозов и подбору параметров рессорного подвешивания проектируемых тепловозов. Ниже приведены динамические характеристики некоторых тепловозов с различными конструктивными вариантами рессорного подвешивания.

Серийные тепловозы ТЭЗ и ТЭ7 испытывались с тремя различными вариантами рессорного подвешивания (табл. 15).

Колебания тепловоза при движении являются в основном с собственными частотами (вертикальные и продольная качка). Причем для исходного варианта 1 с 18-листовыми рессорами частота колебаний [о=4 Гц, а для других вариантов /0=2-4-2,2 Гц.

Вариант подвешивания Листовые рессоры Статический прогиб, мм
Число Сечение полосы,

мм

рессоры пружины резины общий
1) с 18-листовыми рессорами 18 10x130 76 18 57
2) с 7-листовыми рессорами 7 16x120 53 55 15 69
3) индивидуальный - - - 55 15 70

Основной недостаток варианта 1 подвешивания тепловоза ТЭЗ - нечувствительность рессор, которые вследствие избыточного трения между листами недостаточно прогибаются под действием динамических нагрузок и являются практически жесткими балансирами. Прогиб рессоры не превышает 6-7,5 мм, тогда как измеренной динамической нагрузке на буксу Рд=25,5 кН должен соответствовать прогиб /с=24 мм. Рессоры в варианте 1 работают в основном в зоне трения, когда изменения силы не вызывают ее деформации ввиду недостаточной чувствительности листовых рессор к колебаниям, жесткость подвешивания в процессе колебаний значительно увеличивается по сравнению с расчетной. Измеренной частоте колебаний 4 Гц соответствует эффективный статический прогиб /с = 15,6 мм (расчетная величина /0 = 57 мм), что ухудшает динамические качества тепловоза. Отношение реализованного при колебаниях статического прогиба к расчетному (коэффициент чувствительности) для исходного варианта Х=0,27. Для варианта с семилистовыми рессорами X-0,75.

В варианте 2 трение между листами рессор меньше, чем в варианте 1, в 3 раза. Это обеспечило значительное улучшение дина-

Таблица 16

Вариант подвешивания Динамическое усилие на буксы, кН Низкочастотное ускорение главной рамы

V й

1) с 18-листовыми рессорами 17/25,5 0,22/0,37
2) с 7-листовыми рессорами 15/25,5 0,17/0,35
3) индивидуальный с гидродемпферами 1,6/2,4 0,21/0,3
с фрикционными демпферами при затяжке пружин демпферов, кН:

а) Г„ = 1,2

б) Р0 = 2,5

в) Г0 = 3,5

19/31
15/25,5 -
20/28 -
без демпферов 26/46 0,32/0,6

Примечание. В числителе даиы значения для скорости движения 100 км/ч, а в знаменателе - для 140 км/ч.

мических качеств: частота колебаний снизилась в 2-2,5 раза, математическое ожидание высокочастотных ускорений кузова (20-35 Гц) и низкочастотных (2-6 Гц) примерно в 2 раза при 70 км/ч, на 23 % при 100 км/ч и на 5 % при 140 км/ч (табл. 16).

Сила трения в рессорном подвешивании оказывает большое влияние на динамические качества экипажа. Наихудшие показатели вертикальной динамики получены в варианте без демпферов, когда развиваются интенсивные вертикальные колебания. При избыточном трении тяговые качества также ухудшаются, так как трение снижает чувствительность подвешивания, т. е. виброзащиту со стороны пути (варианты 1 и 3, в).

При испытаниях сравнивались также сбалансированная и индивидуальная системы подвешивания. При наезде на неровность одной из колесных пар при скорости до 50-70 км/ч балансиры обеспечивают перераспределение добавочной нагрузки с оси этой колесной пары на другие оси. При более высокой скорости балансиры не обеспечивают перераспределения дополнительной нагрузки между осями. Динамические нагрузки на оси (кН) при наезде первой оси на неровность высотой 20 мм при скорости 100 км/ч приведены в табл. 17.

Наибольшая нагрузка первой оси при переезде неровности получена при сбалансированном подвешивании с 18-листовыми рессорами, что объясняется не только влиянием неровности, но и действием сил трения и инерции от поворота балансиров При индивидуальном подвешивании дополнительные силы отсутствуют и динамическая нагрузка первой оси при переезде неровности получается наименьшей. Для сравнительно мягкого подвешивания балансиры не являются эффективными средствами выравнивания дополнительных динамических нагрузок.

Проведенные испытания позволили выявить существенные недостатки варианта 1 рессорного подвешивания с 18-листовыми рессорами, которые имеют сравнительно высокий статический прогиб, но при колебаниях практически не прогибаются и работают как жесткие балансиры. Они наглядно показали необходимость подбора рациональных параметров статического прогиба и демпфирования. В результате для улучшения динамических качеств тепловозов ТЭЗ и ТЭ7 стали применять 7-листовые рессоры с меньшим трением и увеличенным статическим прогибом концевых пружин. В дальнейших исследованиях рекомендации были

Таблица 17

Вариант подвешивания Номер колесной пары
1 2 3
С 18-листовыми рессорами 29 23 21
С 7-листовыми рессорами 26,5 16 13
Индивидуальное 25,5 0 0
Вариант подвешивания
Показатель 1 2 3 4
Статический прогиб точ- 60 135 135 97 97 97 100 100
ки подвешивания /с, мм Коэффициент относи- 0,19 0,09 0,17 0,12 0,18 0,21 0,01 0,07
тельного трения

Прогиб концевой пру-

13,5 16 11 15 12 10,5 19,5 14
жины, мм 21 21,5 14" 17,5 15 14 24 17
Амплитуда колебаний 9,8 30 20,7 19 16 14 33,2 24
кузова, мм 15,6 42,2 27,3 22,8 20,3 18,7 41,3 30
Частота колебаний, Гц 2,5 1,7 2 2 2,2 2,4 1,65 1,7
2,3 1,7 2 2 2,2 2,4 1,65 1,7
Коэффициент верти- 0,22 0,26 0,24 0,23 0,23 0,23 0,32 0,27
кальной динамики кл 0,34 0,35 0,29 0,28 0,29 0,29 0,39 0,32
Вертикальные ускорения 0,23 0,26 0,21 0,36 0,24
кузова, доли g 0,36 0,4 0,3 0,44 0,36
Примечание. В числителе даны значения при при и=14 0 км/ч. скорости и=1 00 км/ч, з знаменателе -

конкретизированы и обобщены. На основании этих данных на тепловозах 2ТЭ10Л и ТЭП10 мощностью 2205 кВт параллельно с листовыми рессорами установлены по две пружины, что позволило увеличить статический прогиб до /с = 90-=-100 мм.

Для выбора характеристик рессорного подвешивания был создан специальный экипаж с вариантами 1-4 со статическим прогибом /с=60-Е-135 мм и разными коэффициентами относительного трения 1 (рис. 30). Испытания проводили на пути с вертикальными неровностями высотой до 18 мм на длине 12 м. Основные результаты приведены в табл. 18.

Во всех вариантах прогибы упругих элементов и 1 соответствующие им ускорения кузова носят периодический характер с постоянной для данного варианта частотой. Основные колебания при скорости п^ЮО км/ч - вертикальные, а свыше Ш0 км/ч - продольные. Наибольшие значения амплитуд вертикальных ускорений и коэффициента динамики &д отмечались в вариантах без дополнительных демпферов. Поэтому зависимость &д от /с надо рассматривать при достаточном демпфировании, т. е. при отсутствии выраженных резонансных колебаний. С ростом ?с от 60 до 100- 135 мм показатели вертикальных колебаний улучшаются: &д уменьшается на 20-30 %. Оптимальное значение коэффициента &д (по трению) находится в пределах 0,14-0,2, при меньших значениях &д амплитуды колебаний возрастают, так как еила трения стано

вится недостаточной для виброзащиты. При фт>0,2 коэффициент динамики увеличивается и ход тепловоза становится более жестким.

Наибольшие амплитуды прогибов передних (по ходу тепловоза) концевых пружин достигают 14-24 мм в зависимости от степени демпфирования. Листовые рессоры ввиду трения между листами при движении тепловоза со скоростью у<70 км/ч не прогибаются, при и>70 км/ч прогибаются в местах действия максимальных сил. Наибольшие амплитуды колебаний кузова на рессорах (до 42 мм) получены для вариантов подвешивания со статическим прогибом /с = 135 и 100 мм без демпферов, а наименьшие (15,6 мм) - для варианта 1. При введении демпфирования амплитуды колебаний снижаются до 27 мм при ?с=135 мм и до 18 мм при /с = 97 мм.

На осциллограммах ускорений колебаний кузова выделяются две частоты: низкая (до 3 Гц) и высокая (более 15-20 Гц). Высокочастотные колебания кузова зависят в основном от параметров демпфирования, а низкочастотные обусловлены демпфированием и величиной /с. При всех вариантах статического прогиба частоты вертикальных и продольных колебаний близки между собой и примерно в 2 раза выше частот боковых колебаний.

Рис. 31. Зависимости коэффициента йд вертикальной динамики одноступенчатого рессорного подвешивания от частоты 1 вынужденных колебаний при различных коэффициентах относительного демпфирования и [с = 120 мм:

1 - р = 0; 2 - р = 0,15; 3 - Р=0,25; 4 -

?=0,5

На основании проведенных исследований на тепловозах 2ТЭ10Л, ТЭМ2 и др. предусмотрены более рациональные параметры рессорного подвешивания (увеличены статический прогиб-и демпфирование).

Как видно из расчетной зависимости &д=/(/с, Р) на рис. 31, оптимальное значение коэффициента вертикальной динамики, при котором обеспечивается эффективная виброзащита собственных колебаний и не происходит резкого увеличения &д на высоких частотах, р=0,25-ь0,5. Коэффициент демпфирования р=0,25 соответствует логарифмическому декременту А=1,6, при котором амплитуда колебаний за период уменьшается в 5 раз, а за два периода - в 25 раз. В случае (3 = 0,25-4-0,3 рессорное подвешивание со статическим прогибом їс = 120 мм при прохождении неровности пути 10 мм обеспечивает кд^0,22 при резонансе и /гд=0,3-при /с^З/о. Таким образом, даже при большой высоте неровности пути (к=10 мм) /с = 120 мм обеспечивает эффективную виброзащиту: коэффициент динамики &д<0,3. Верхнюю границу /с следует устанавливать исходя из необходимости обеспечения заданных показателей вертикальной динамики, плавности хода и возможности конструкции.

В условиях трения без смазочного материала амплитуды собственных колебаний изменяются по линейному закону: за период они уменьшаются на величину г=4фт/с.

Отсюда можно определить силу трения, необходимую для того, чтобы колебания затухали через определенное число периодов. Так, для затухания колебаний в конце первого периода возможная максимальная амплитуда вертикальных колебаний не должна превышать эквивалентную геометрическую неровность пути.

Динамический прогиб рессорного подвешивания при фрикционных демпферах определяется из равенства работ за цикл сил трения без смазочного материала и со смазочным материалом по формуле 4/Л = яйю/д.

Динамический прогиб рессорного подвешивания при наличии сил трения без смазочного материала

/д = ± ь. ¦ у\ - (У /пт^ш2),

1 - у2

где у - отношение частот вынужденных колебаний и собственных.

Действительные значения /д имеют место при положительном подкоренном выражении, т. е. т0к(о2> 1,27^. При киР ,27 q>l:g

подвешивание не прогибается, при больших значениях кю2 происходит прогиб подвешивания. Например, при фт = 0,1 подвешивание будет обеспечивать виброзащиту с величиной виброускорения 0,127^ и более. Оптимальный коэффициент относительного трения фт = 0,1-н0,2. В этом случае &д<0,3 и трение без смазочного материала не приводит к увеличению этого значения при вы соких частотах, как это имеет место при гидравлическом демпфировании. Это положительное качество фрикционного демпфирования. Однако следует отметить и недостатки фрикционных демпферов. При малых амплитудах колебаний они создают ощущение «жесткого хода», вызывают шум, ухудшают использование сцепной массы. При фрикционных демпферах теоретически возможны резонансные колебания, поскольку работа возбуждающей силы, и силы трения пропорциональна первой степени амплитуды колебаний.

При двухступенчатом подвешивании низшая частота практически не зависит от распределения прогиба между ступенями и определяется суммарным прогибом. Она может быть определена по формуле для одноступенчатого подвешивания. Частота второго главного колебания зависит от соотношения прогибов. Наименьшая частота имеет место при одинаковом распределении прогиба между ступенями; при уменьшении или увеличении соотношения и/!с частота /12 возрастает. С точки зрения частот собственных колебаний такое распределение прогиба между ступенями подвешивания нецелесообразно. В зоне до первого резонанса ускорения кузова не зависят от соотношения прогибов между ступенями, а в зарезонансной области они получаются наибольшими при /с//!1 = = 2 и наименьшими при одноступенчатом подвешивании (Д=/с).

Особенно неблагоприятно сказывается уменьшение статического прогиба буксовой ступени рессорного подвешивания по воздействию тепловоза на путь, так как при малом значении тележка вместе с ТЭД и другим оборудованием становится практически необрессоренной.

Для оценки показателей динамики при //^200 мм изготовлены специальные опытные тележки, в которых реализованы значения //==60, 100, 120 мм прогиба в одной ступени и //=60/55, 60/110, 100/33, 100/66, 120/110 мм в первой и второй ступенях. Демпфирование во второй ступени осуществлялось гидравлическими, а в первой фрикционными демпферами. При эксплуатационных испытаниях частоты колебаний получены близкими к собственным при «сбросе тепловоза с клиньев», они несколько ниже расчетных. Коэффициент чувствительности подвешивания к- = 0,4-1-0,6. Основные результаты испытаний приведены в табл. 19 для трех значений относительного демпфирования (|3=2,8; 1,4 и 0 кН-с/см).

Вариант с /с = 120ч-110 мм является наилучшим: ускорения кузова не превышают 0,33^; кя=0,22; подвешивание наименее чувствительно к демпфированию: пои изменении Ь? от 0 до 2800 Н-с/см величины &д и гК изменяются на 10-20%. Наилучшие показатели получены при минимальном трении в первой ступени (фт - 0,025) и установке четырех гидродемпферов во второй. Это свидетельствует о возможности исключения демпферов из буксовой ступени для улучшения ходовых качеств тепловоза.

Вариант подвешивания //=60-^110 мм имеет показатели, близкие к рассмотренным. В случае малого прогиба второй сту-

Показатели ММ Э» кН*с/см
2,8 1,4 0
Фт 0,11 0,2 0,025 0,11 0,2 0,11 0,2 0,29
17,5 14 23 19 13,5 19 16,5 12
кА 120-110 0,2 0,22 0,22 0,2 0,21 0,21 0,24 0,25
гк 0,31 0,33 0,29 0,33 0,33 0,3 0,32 -
23 17 30,5 30,5 26 30 23 20
ч 100-66 0,28 0,27 0,32 0,36 0,36 0,36 0,33 0,35
гк 0,35 0,35 0,4 0,33 0,35 0,41 0,41 -
?

15 10 16 13 11,5 14,5 12,5 1,0
кА 60-110 0,3 0,27 0,27 0,28 0,29 0,3 0,31 0,33
0,33 0,33 0,33 0,33 0,33 0,36 0,36 -
Ч 20 18 23 21 18,5 22 20 14,5
кл 60-55 0,39 0,4 0,4 0,41 0,41 0,42 0,43 0,39
гк 0,38 0,38 0,52 0,5 0,45 0,58 0,55 0,55
30 26 24
кд 120-0 0,30 0,32 0,34
2К 0,35 0,3 0,28
30 27 22
ч 100-0 0,35 0,37 0,36
0,37 0,33 0,35
ы 26 22 18,5
кц 60-0 0,48 0,46 0,46
гк 0,45 0,37 0,33

пени (66 и 33 мм) демпфировать необходимо буксовую ступень, причем лучшие показатели динамики получены при демпфировании обеих ступеней. Наихудшие показатели, как и следовало ожидать, получены в варианте с /с = 60-^-55 мм. При демпфировании обеих ступеней подвешивания ^ в 2 раза выше, чем в варианте подвешивания с /с = 120ч-110 мм. При таком значении повышается чувствительность подвешивания к демпфированию.

При одноступенчатом подвешивании наилучшие результаты получены в варианте с наибольшим прогибом при рациональном для него демпфировании.

Как следует из табл. 19, величина демпфирования зависит от /с: чем больше прогиб, тем меньше должна быть сила трения. При /с =120 мм коэффициент относительного трения не должен превышать 0,1, а при //=100 мм 0,15; при малых статических осадках сила трения должна быть больше 0,2. Таким образом, малые значения /1 нецелесообразны по двум причинам: обеспечивают малую виброизоляционную способность, приводят к росту высокочастотных ускорений. Ускорения кузова с частотой 10- 12 Гц измерены при одноступенчатом подвешивании при срт=0,2 и достигают 0,4^, в вариантах с двухступенчатым подвешиванием они были в 2 раза меньше.

С точки зрения воздействия на путь и надежности ТЭД представляют интерес данные по ускорению тележек при различных вариантах рессорного подвешивания. Испытания и теоретические расчеты показали, что при двухступенчатом подвешивании появляется ускорение с частотой второй главной формы колебаний 8-12 Гц, величина '? достигает 0,5^. При одноступенчатом подвешивании наблюдается только одна форма колебаний. Для вариантов двухступенчатого подвешивания демпфирование должно быть таким же, как при одноступенчатом ((3 = 0,254-0,3). Проведенные теоретические и экспериментальные исследования позволили сделать следующие выводы по выбору характеристик рессорного подвешивания:

основным видом колебаний тепловоза на рессорном подвешивании при скорости движения у>100 км/ч являются продольные колебания, боковые колебания тепловоза не обнаружены;

наибольшая эффективность демпфирования проявляется при установке демпферов в ступенях с большим статическим прогибом, особенно если наибольшее значение /1 приходится на вторую ступень. Если во второй ступени //=604-70 % общего прогиба, то первую ступень можно не демпфировать:

оптимальный коэффициент относительного демпфирования (3 = = 0,240,3; подвешивание с малыми статическими прогибами чувствительно к изменению демпфирования;

коэффициент вертикальной динамики уменьшается с увеличением общего статического прогиба. При больших прогибах изменение демпфирования не существенно влияет на амплитуду вертикальных колебаний;,

распределение прогиба по ступеням подвешивания при относительно большом (порядка 160 мм) общем статическом прогибе не оказывает заметного влияния на ускорение кузова; коэффициент динамики увеличивается с уменьшением доли общего прогиба в первой ступени, одноступенчатое подвешивание характеризуется лучшими показателями динамических качеств при низкой ча стоте, чем двухступенчатое с таким же общим статическим прогибом.

С целью удовлетворения показателям качества и наименьшего •силового воздействия на узлы экипажа и путь при повышенной скорости движения рессорное подвешивание тепловозов следует выполнять с увеличенным статическим прогибом (^с=150-ь 200 мм). С точки зрения вертикальных колебаний предпочтение следует отдать одноступенчатому подвешиванию, реализовать большой прогиб в одной ступени можно с помощью пневматического подвешивания.

Для магистральных тепловозов не рекомендуется применять одноступенчатое подвешивание с прогибом ДсДОО мм, а двухступенчатое подвешивание с общим прогибом менее 140 мм и равным его распределением по ступеням.

Результаты экспериментальных исследований тяговых приводов | Экипажные части тепловозов | Влияние демпфирования на динамику тепловоза