автореферат диссертации по транспорту, 05.22.07, диссертация на тему:Динамика подрессоренных тяговых приводов перспективных электропоездов

На правах рукописи

КАРЮКИН Александр Викторович

ДИНАМИКА ПОДРЕССОРЕННЫХ ТЯГОВЫХ ПРИВОДОВ ПЕРСПЕКТИВНЫХ ЭЛЕКТРОПОЕЗДОВ

Специальность 05.22.07 - Подвижной состав железных дорог, тяга поездов и

электрификация

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Москва - 2006 г.

Работа выполнена в Московском государственном университете путей сообщения (МИИТ).

Научный руководитель: кандидат технических наук, профессор

Рыбников Евгений Константинович (МИИТ)

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Киселев Валентин Иванович (МИИТ)

кандидат технических наук Козаченко Евгений Владимирович

(Департамент локомотивного хозяйства ОАО «РЖД»)

Ведущая организация: ВИНИТИ РАН Отделение транспорта и

машиностроения (г. Москва)

Защита диссертации состоится « Ю » мчруг>4 2006 года в «13 » часов на заседании диссертационного совета Д 218.005.01 в Московском государственном университете путей сообщения (МИИТ) по адресу: 127994, г. Москва, ул. Образцова, 15, аудитория .

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке университета.

Автореферат разослан « 9 » 2006 года.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные гербовой печатью учреждения, просим направлять по адресу совета университета.

Ученый секретарь диссертационного совета Д 218.005.01, доктор технических наук, профессор А.

ЖМ^ Г.И. Петров

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Одним из основных требований, предъявляемых к тяговому подвижному составу, является снижение воздействия на путь за счёт снижения неподрессоренных масс при относительном росте осевой мощности тяговых двигателей. Одним из путей решения этой задачи является применение тяговых приводов с подрессоренными не только тяговыми двигателями, но и редукторами. При этом так же решается задача повышения надёжности элементов тяговых электрических двигателей и редукторов за счёт снижения действующих на них динамических нагрузок при движении экипажа по железнодорожному пути.

Электропоезда, спроектированные в 1957-1958 гг. и построенные на Рижском вагоностроительном заводе, уже не удовлетворяют современным требованиям эксплуатации. Они имеют малые межремонтные пробеги, большие затраты на обслуживание и ремонт. Демиховский машиностроительный завод (ДМЗ) построил электропоезд нового поколения с тяговым приводом класса III, имеющим асинхронные тяговые двигатели (АТД).

Однако динамические испытания нового электропоезда с этим классом тягового привода выявили ряд недостатков, заключающиеся в появлении повышенных вибраций в кузове при скоростях движения 80, 90, 110, 120 км/ч с преобладающими частотами вибрации 36,5 Гц, 41,5 Гц, 44,5 Гц.

Анализ зависимостей среднеквадратичных значений вибраций кузова и корпусов тяговых двигателей показал резонансный характер этих зависимостей со значительным уровнем вибраций в полосе частот от 30 до 55 Гц.

Анализ результатов динамической балансировки роторов тяговых двигателей прототипа электропоезда показал превышение нормы по точности балансировки в несколько раз. В данном случае это нарушение технологии производства тяговых двигателей.

При существующей технологии проектирования и изготовления тяговых двигателей для электропоездов периодические возмущения за счет только остаточных дисбалансов вращающихся частей тягового двигателя могут занимать диапазон возмущений с частотами от 20 до 80 Гц при скоростях движения экипажа от 40 до 160 км/ч. Кро " озникают

возмущения от зубчатой передачи, которые занимают более высокий диапазон частот от 250 до 2500 Гц при учете трех гармоник частот пересопряжения зубьев

Таким образом, задача разработки научных положений для проектирования тяговых приводов подвижного состава с улучшенными динамическими качествами, с учётом специфических требований, является актуальной, и может быть решена с использованием современных компьютерных технологий в проектировании и расчётах механических конструкций, в частности, с помощью численного эксперимента по программам, реализующим алгоритмы метода конечных элементов.

Цель исследования. Учитывая, что при эксплуатации электропоезда, кроме остаточных дисбалансов, возможна разбалансировка роторов, была поставлена цель, которая состоит в повышении безопасности движения поездов путем улучшения динамических качеств электропоезда, имеющего тележки с рамным подвешиванием тягового двигателя и редуктора (тяговый привод класса III). Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

- оценить возможные возмущающие факторы, действующие на элементы привода и возникающие в самом приводе;

- исследовать взаимосвязи между рамой тележки и элементами тягового привода как системы с сосредоточенными параметрами;

- исследовать взаимосвязи между рамой тележки и элементами тягового привода как системы с распределенными параметрами;

- разработать принципы компоновки тягового привода на раме тележки для достижения требуемых динамических качеств электропоезда.

Методика исследований. В работе использованы методы теории колебаний, математического моделирования, конечных элементов, численного эксперимента, численного решения системы обыкновенных дифференциальных уравнений. Численный эксперимент проводился с использованием программного комплекса на базе пакетов программ CAD/CAE MSC/NASTRAN и Solid Works. Численное решение дифференциальных уравнений проводилось с использованием программы MathCad.

Экспериментальные исследования проводились на натурном объекте с использованием современной системы регистрации и анализа вибраций конструкций на базе переносного компьютера с пакетом обработки сигналов (ПОС) НПО «Мера».

Научная новизна. В диссертации представлены новые научные результаты, определяющие направления в разработке и технической реализации конструкций тяговых приводов с подрессоренными тяговым двигателем и редуктором, а также схем их опирания на раму тележки.

Научная новизна состоит в следующем:

- разработаны принципы проектирования тяговых приводов класса III на основе дискретных математических моделей и моделей с распределенными параметрами;

- установлены причины повышенных ускорений кузова моторного вагона электропоезда, рамы тележки и элементов тягового привода класса III;

- предложена методика выбора параметров устройств связи моторно-редукгорных блоков с рамой тележки.

Основные результаты:

- выполнен анализ неисправностей тяговых приводов существующих серий электропоездов, эксплуатирующихся на железных дорогах России, который показал, что имеется необходимость в применении тягового привода класса III с асинхронными тяговыми двигателями;

- установлен основной возмущающий фактор, вызывающий вибрации < кузова - вращение неуравновешенного ротора тягового двигателя;

- выполнен анализ методов моделирования, применяемых для исследования колебаний тяговых приводов, и установлено, что описание тяговых приводов класса III дискретными динамическими моделями недостаточно, особенно когда массы тягового привода и рамы тележки соизмеримы. Для анализа совместных колебаний рамы тележки и тяговых приводов необходимо использовать конечно - элементные модели;

- показано, что первые четыре формы колебаний системы «рама тележки -моторно-редукторные блоки» в прототипе электропоезда определяются

колебаниями масс моторно-редукторных блоков на раме тележки как на эквивалентном упругом элементе, что является особенностью тележек с тяговым приводом класса III;

- для устранения воздействий, передающихся на раму тележки от дисбаланса ротора, необходимо в опорах моторно-редукторного блока на раме тележки применять резинометаллические элементы с коэффициентами жесткости, устраняющими взаимосвязь форм колебаний МРБ и создающими эффект виброизоляции рамы тележки от воздействий неуравновешенного ротора.

Практическая ценность. Обоснованы принципы и даны рекомендации по компоновке тягового привода на раме тележки для достижения требуемых динамических качеств электропоездов, имеющих тележки с тяговым приводом класса III.

Реализация работы. Разработанные принципы и возможные технические решения переданы Демиховскому машиностроительному заводу для модернизации существующего прототипа моторной тележки электропоезда с тяговым приводом класса III, а также для учета рекомендаций при разработке новых тележек для электропоездов.

Апробация работы выполнена путем публикации основных положений, рекомендаций, выводов и представления докладов на научно - практических конференциях в ВЭлНИИ и в представительстве компании MSC - Software в 2002 - 2004 гг., а также на заседании секции «Динамика и прочность» Научно-технического семинара кафедры «Электрическая тяга» МИИТа.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 5 печатных работ.

Структура работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения и списка литературы из 95 наименований и семи приложений. Объем основного текста - 169 страниц, включая 10 таблиц и 119 рисунков.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертационной работы, определены цель и основные задачи исследования, приведена краткая аннотация каждой из глав.

В первой главе проведен обзор работ по исследованиям динамики тяговых приводов. Отмечен вклад в разработку проблемы таких ученых, как Brecht, 1909; Liechty, 1929; Müller P., 1934; проф. Минов Д.К., проф. Ковалев H.A., проф. Медель В.Б., проф. Иванов В.Н., к.т.н. Шацилло A.A., проф. J. Madej, проф. I. Zobory, проф. Бирюков И.В., проф. Беляев А.И., проф. Евстратов A.C., проф. Киселев В.И., проф. Рыбников Е.К., проф. Савоськин А.Н., проф. Павленко А.П., проф. Глущенко А.Д., проф. Усманов Х.Г., д.т.н. Коссов B.C., д.т.н. Зарифьян A.A. и других исследователей.

Проведен обзор неисправностей тягового привода существующих электропоездов. Отмечено, что количество неисправностей по тяговому приводу класса II (его механической части) составляет более 50 % от всех неисправностей по механическому оборудованию. Неисправности тягового привода класса II возникают:

- из-за больших динамических нагрузок, возникающих на тяговом редукторе при взаимодействии с железнодорожным путем, как у полуподрессоренной массы;

- из-за больших динамических моментов в кинематической цепи якорь -колесная пара в результате кинематического несовершенства тягового привода класса II, что ведет к большому количеству неисправностей по муфте, повышенному износу зубчатой передачи, и в итоге приводит к большой виброакгивности тягового редуктора.

Учитывая эти недостатки, НПО ТМ и ДМЗ была разработана и построена тележка с тяговым приводом класса III, в которой применены: полностью подрессоренный тяговый редуктор; АТД, имеющий малый момент инерции якоря; тяговая муфта, не требующая большой точности балансировки. В центральном рессорном подвешивании тележки применены гибкие пружины «Флексикойл» - устранены изнашиваемые элементы. Таким образом, отмечено,

что новая тележка должна иметь по сравнению с существующими тележками малые эксплуатационные расходы и быть по существу необслуживаемой.

Вторая глава посвящена анализу экспериментальных исследований прототипа электропоезда на моторных тележках с подрессоренными моторно-редукторными блоками (МРБ). Была выдвинута гипотеза о связи спектральных составляющих вибраций в кузове моторного вагона с частотой вращения ротора тягового двигателя.

Значения частот для идентификации расположения максимумов на спектрах вибраций пола кузова в месте расположения шкворней определялись по формуле:

/р =0,4618-У,

где V - скорость движения электропоезда, км/ч.

По этой формуле вычисляется оборотная частота вращения ротора тягового двигателя в зависимости от скорости движения электропоезда.

Анализ спектров ускорений, зарегистрированных на полу кузова около шкворней первой и второй тележек, показал, что частотные составляющие зависят от частоты оборотов ротора тягового двигателя и соответствуют 1, 2, 3, 4 и 5 гармоникам оборотной частоты ротора.

Для детального анализа были проведены измерения уровней вибраций в полосе частот от 0,5 до 100 Гц над передними подшипниковыми щитами всех четырёх тяговых двигателей вагона при скоростях движения от 30 до 120 км/ч. Анализ характера полученных записей показал, что техническое состояние МРБ различно. У тягового двигателя с большим уровнем ускорений на корпусе наблюдается квадратичный характер изменения уровней с ростом скорости движения электропоезда или частоты вращения ротора тягового двигателя. Такой характер изменения ускорений указывает на появление центробежных сил, вызванных неисправностями в системе «ротор - муфта».

Визуальный осмотр и анализ технического состояния элементов тягового привода выявил плохое состояние подшипников ротора. Износ поверхностей роликов и колес с глубокими задирами и рисками свидетельствует о больших динамических перегрузках подшипников и нарушении нормального режима смазки. Состояние радиальных подшипников и поверхностей шихтованного

железа роторов двигателей после разборки свидетельствовал о наличии больших просадок и перекосов валов. Зубчатые колеса тяговой передачи следов повреэвдения не имели.

Рисунок 1 - Вертикальные колебания кузова в месте расположения шкворня и их спектры при скорости 110 км/ч до (а) и после (б) балансировки двигателей

Проверка балансировки роторов тяговых двигателей показала, что имеются остаточные дисбалансы, величины которых превышали допустимый в 30 раз на одном двигателе, на других в 5-6 раз. После перебалансировки роторов двигателей повторные измерения вибраций показали, что уровень вибраций снизился, но резонансные явления остались (рисунки 1 и 2).

Для снижения резонансных колебаний МРБ возможны два принципиальных подхода:

- уменьшение виброактивности источника вибрации за счёт снижения уровня механических воздействий, как со стороны железнодорожного пути, так и тягового привода;

- обеспечение внутренней виброзащиты объекта за счет изменения конструкции связи МРБ с рамой тележки, при которой возникающие в приводе механические воздействия будут вызывать менее интенсивные колебания корпуса или отдельных его частей.

Второй подход принят для проработки.

. V, км/ч V, км/ч

а) б)

Рисунок 2 - Среднеквадратические значения ускорения кузова над

шкворнями до (а) и после (б) балансировки двигателей

Третья глава содержит анализ исследований взаимосвязи между рамой тележки и элементами тягового привода (МРБ) как системы с сосредоточенными, так и системы с распределенными параметрами. Система моделировалась сначала в форме сосредоточенных дискретных масс (рисунок 3), которая описана системой из 24 дифференциальных уравнений.

По данным уравнениям получены амплитудно-частотные характеристики (АЧХ) ускорений МРБ и рамы тележки для варианта с жестким креплением МРБ (проектный вариант). Анализ АЧХ показал, что при частоте около 55 Гц проявляются резонансные явления по всем видам колебаний МРБ и рамы

тележки, причем наиболее ярко резонансы выражены при галопировании МРБ. Для нормальной работы подвижного состава необходимо, чтобы резонансные частоты проявлялись в лучшем случае за областью эксплуатационных скоростей или при скоростях, меньших 60 км/ч.

На рисунке 4 показаны изменения значения оборотной частоты неуравновешенного ротора в функции скорости движения, а также график изменения четырехкратной частоты вращения колесной пары (для неуравновешенной и не сцентрированной с осью колесной пары карданной муфты). Пунктиром и точками показаны эти же графики при изменении скорости движения поезда на ± 15% при испытании электропоезда на линии.

Из этого графика видно, что частота 55 Гц соответствует скорости движения около 120 км/ч. Поэтому при некотором остаточном дисбалансе ротора двигателя на этой скорости будут резонансные колебания МРБ, что недопустимо. Для того чтобы сместить резонанс в область скоростей, меньших 60 км/ч, нужно, чтобы частота собственных колебаний МРБ и тележки была меньше 27 Гц.

С этой целью, как показали исследования, можно:

1. Исключить связь между видами колебаний МРБ по всем степеням свободы. За счет «развязывания» колебаний МРБ по координатам можно устранить резонансные пики в области частот 50-55 Гц только по линейным координатам и частично угловым, за исключением угловых колебаний вокруг оси поперечной к оси пути (галопирование).

2. Заменить жесткое крепление МРБ к раме тележки на упругое при условии обеспечения виброизоляции рамы от колебаний МРБ.

f, Гц я

Рисунок 4 - Зависимости частот вращения ротора двигателя и четырехкратной частоты вращения колесной пары в функции скорости движения

Поскольку МРБ является источником возмущений для системы «рама тележки - кузов», то для эффективного снижения уровня вибраций в кузове был применен принцип виброизоляции МРБ от рамы тележки. Для этого проведен анализ уравнений колебаний системы «рама тележки - МРБ», и получены условия, при которых колебания МРБ по координатам X, У, Ъ будут независимы при изменении координат точек крепления МРБ.

Предложена рациональная схема системы амортизации, при котором должно выполняться условие, что при перемещениях амортизируемого МРБ по направлению одной из степеней свободы, не происходит перемещения по направлению другой степени свободы. Это условие выполняется, если общие коэффициенты, связывающие разные виды колебаний МРБ в дифференциальных уравнениях, описывающих его движения равны нулю. При условии, что соотношение линейных жесткостей по направлению осей X, У и X равны у всех амортизаторов, это можно записать в следующем виде:

X К= 0; £ кау, = 0; £ к„2, = 0; £ ках,у, =0;£ ках,г, = 0;£ к.у,!, = 0, где ка - жесткость /-го амортизатора по оси Хцу^г, - координаты /'-го амортизатора относительно центра масс. Для оценки влияния гибкости рамы тележки на колебания МРБ по расчетной геометрической модели была создана конечно-элементная модель системы «МРБ - рама тележки - рама кузова» путём автоматического нанесения сетки конечных элементов типа треугольной пирамиды. Расчеты производились в среде пакетов программ конечно-элементного анализа М8СУРАТ1Ш^-ЫА8ТЯАЫ, которые используют уравнения колебаний в матричном виде:

МЮ+МЙ+ММ+Ю-о

{?} - вектор координат расчетной системы; [а/] - матрица инерционных коэффициентов; [в] - матрица коэффициентов демпфирования; [с] - матрица коэффициентов жесткости; {г} - вектор сил, определяемый внешними воздействиями. При решении задачи на собственные значения для определения собственных частот использован алгоритм:

№}+№}=о

Решение уравнения } = {Ф}вт( со( +а) {ф} - вектор собственных форм колебаний, тогда

= 0 и аз1 = [А/]"1 ■ [с]

Вычисление частотных характеристик системы использован алгоритм: Примем решение уравнения в виде , где

{и(со)} - комплексный вектор перемещений, тогда

(<у[м]+ ]4в]+ [с]){г/(ю)} =

, где

[¿С],[хв] - матрицы преобразования перемещений {/7} в силы

ЩМ = [со1 [М]+]со[в}+[С]}' • [[¿С]+7й>М Были проведены предварительные расчёты собственных частот системы с различной величиной базового ребра конечного элемента с целью выбора оптимального размера ребра конечного элемента. Учитывая возможности сокращения времени расчётов, ограниченных возможностей вычислительной техники, 10-20% точности исходных данных и результатов обработки, полученных при испытаниях, была принята для дальнейших расчётов величина ребра равная 30 мм. Конечно-элементная модель системы с учётом адаптивной разбивки на конечные элементы состояла из 164 978 узлов и 585 479 конечных элементов.

Достоверность модели была подтверждена путем сравнения расчетных значений собственных частот колебаний системы и полученных при натурных испытаниях. Экспериментальные значения частот колебаний получены путем возбуждения собственных частот колебаний элементов привода на выкаченной из-под вагона тележке, установленной на металлических опорах - тумбах. Ударные воздействия для возбуждения собственных колебаний элементов привода и рамы наносились специальным молотком с резиновой насадкой.

Чтобы оценить возможность появления вибраций на гибкой раме кузова, рассчитаны частотные характеристики по конечно-элементной модели исследуемой системы от буксовой области гибкой рамы тележки к середине этой рамы в области пружин, и к раме кузова. Из анализа АЧХ ускорений можно заключить, что на АЧХ рамы кузова присутствуют резонансные пики с центральными частотами 24, 42, 69 Гц, т.е. те частоты повышенных вибраций кузова, которые были определены при испытаниях электропоезда (рисунок 5).

Из сравнения спектров видно, что часть резонансных пиков, соответствующих колебаниям рамы тележки проявляются и на раме кузова.

При исследовании взаимосвязи колебаний рамы тележки и МРБ проводился анализ собственных частот и форм колебаний этой системы, и было установлено, что из-за близости величин масс рамы тележки и МРБ собственные частоты колебаний МРБ в большой степени определяются жесткостью рамы.

_м

с'Н

ШСЕМР

• 'Чпс»«4 В/2Р /"ссви&'вйюпд г^ле»"! •

МОГ*» " Т|Г А* I 1 ( 1 > П|

1 00-006 —

; не* шу| \ вп|

\—I

1500 3000 45 00 6000 75 00 90 00 10Б0 1200 1360 150 0 1650 1000 1950 2100

Рисунок 5 - АЧХ системы «рама тележки - кузов»

Г.Ги

В проектном варианте привода принята кососимметричная схема компоновки тяговых приводов на раме тележки и для такой схемы характерны две изгибные формы колебаний рамы тележки вместе с приводами: относительно ее продольной и поперечной осей. При этом, как показывает анализ исследований, эквивалентные массы рамы и приводов совершают колебания в противофазе. При эквивалентной жесткости рамы 6,371-10' Н/м приближенно собственную частоту этой формы можно определить по простой формуле для двух масс, соединенных пружиной:

1 С Мр +2-А/йр~

2 ■ я \ ж' Мр ■ 2 ■ Мпр '

где Мр - масса рамы;

2М„Р - масса двух приводов;

С,« - эквивалентная жесткость рамы, определяемая по собственной частоте для одной из изгибной форм ее колебаний по формуле:

вэк=Мр-(2-л-/р)\

где fp - частота изгибной формы рамы из расчетов по МКЭ.

В четвертой главе проведен анализ условий возникновения резонансных колебаний в системе «рама тележки - МРБ» при неуравновешенном роторе АТД. Решение выведенных дифференциальных уравнений движения неуравновешенного ротора производилось в программе МаЙ1Са& В уравнениях учитывалась жесткость подшипниковых узлов (связей), которая зависит от радиальной нагрузки на подшипник, размеров подшипника и конструкции подшипника. Для расчета величин жесткосгей подшипников были применены методики Бейзельмана и Григорьева. Жесткость подшипников в уравнениях величина нелинейная, и зависит от зазора в подшипниках.

В результате исследования установлено, что при дисбалансах 17700 г-см и радиальных зазорах в подшипниках равных 0,21 мм возможны резонансные колебания ротора на опорах при частотах вращения, соответствующих скоростям движения электропоезда 70,93 и 110 км/ч.

Для увеличения величин собственных частот МРБ и выведения их из области возмущений было проведено исследование по увеличению жесткости системы «МРБ - рама тележки» за счет увеличения жесткости элементов связи МРБ и рамы. Исследования показали, что не удается этим способом вывести первую собственную частоту колебаний МРБ в зону высоких частот свыше 60 Гц.

Для оценки возможности выведения этой собственной частоты колебаний МРБ в зону низких частот был проработан ряд вариантов крепления МРБ к раме тележке (рисунок 6).

Сравнение АЧХ этих вариантов показало, что наибольший эффект в уменьшении количества частот и уровня частотных составляющих достигается при применении опорных элементов в виде резинометаллических шарниров.

а)

в)

Рисунок 6 - Варианты конструкций подвешивания МРБ к раме тележки: а) подвески с цилиндрическими шарнирами (люлечные подвески); б) дополнительный опорный кронштейн; в) двигатель и редуктор разъединены.

В пятой главе обоснован метод выбора параметров связей МРБ с рамой тележки. Рассмотрен вариант проектного жесткого крепления МРБ к раме тележки. По результатам обработки записей вибраций на опорах МРБ выявлен ряд их особенностей. В схеме имеется «замкнутый контур», состоящий из двух жестких на кручение опор МРБ и продольной балки рамы тележки, который вносит статическую неопределимость в систему, в результате чего шарнирные опоры могут в процессе колебаний МРБ ослаблять затяжку клинового крепления опор. В результате образуются перемещения в опорах, которые будет не стабильными из-за присутствия между конусом и кронштейном сухого трения (при попадании смазки в шарнир нестабильность сухого трения увеличивается).

Для оценки этого явления была составлена расчетная схема МРБ и написаны дифференциальные уравнения колебаний при учете сухого трения и действия сложного возмущения на МРБ, состоящего из периодической составляющей - дисбаланс и случайной составляющей вибрации, образующейся при движении по железнодорожному пути. В результате решения этой системы дифференциальных уравнений при сложном возмущении установлено, что при изменении коэффициента сухого трения в опоре происходят изменения, которые не только изменяют значения собственных частот колебаний МРБ, но также появляются и дополнительные формы колебаний. Таким образом, при проектировании опор моторно-редукторных блоков следует избегать применения жестких опор или предусматривать, чтобы одна из опор была шарнирной, устраняя, таким образом, статическую неопределимость системы.

Рассмотрены также: вариант упругого крепления МРБ со связанными координатами и с величинами жесткостей амортизаторов, обеспечивающих статический прогиб 1,5 мм; и вариант с рациональным монтажом системы амортизации, т.е. при отсутствии связей по всем координатам. При использовании схемы второго варианта, поскольку отсутствуют связи между поворотами относительно любых осей, перекоса МРБ от действия тягового момента относительно оси колесной пары не возникает.

Для реализации такой схемы необходимо обеспечить предлагаемые в диссертации координаты мест крепления МРБ, а также следующие значения коэффициентов жесткостей амортизаторов:

К = К = 2>85 ■ 106Н/м; к4г = к4х = к5г = к5х = 3,47 • 106Н/м При этом должно выполняться условие:

г _ г _

Ку у у Недостатком схемы со связанными координатами МРБ является возможность возникновения перекоса двигателя и редуктора относительно колесной пары от действия тягового момента, что допускается муфтой. Преимуществом же схемы по сравнению со схемой, в которой отсутствуют связи между координатами, является свободный выбор мест креплений МРБ к раме тележки. Поэтому выбрана схема крепления МРБ к раме тележки со связанными колебаниями МРБ и на упругих опорах.

Для анализа характеристик системы «рама тележки - МРБ» с учетом упругостей рамы тележки и МРБ были рассчитаны АЧХ исходного (проектного) варианта с металлическими опорами с возможностью их проворота (условное обозначение ТО) и исходного варианта с резинометаллическими шарнирами при использовании разных жесткостей упругих элементов (условное обозначение TORD и TORH). АЧХ рассчитывались при возмущениях от буксы (рисунок 7) и от МРБ (рисунок 8).

Анализ АЧХ показал, что при использовании упругих элементов в опорах не только уменьшается количество резонансных частот в диапазоне свыше 30 Гц как на раме тележки, так и на заднем щите тягового двигателя, но и снижаются в несколько раз амплитуды колебаний. Таким образом, решена задача виброизоляции рамы тележки от колебаний МРБ и задача виброзащиты МРБ от возмущений со стороны пути.

LEGEND

Node 128613 Acceleration« point 1. RAMA TO • Node 128449 Accelerations point 1 RAMA TORD

Node 126448 Arcelerntions point 1 RAMA TOR H

_M c*H

LEGEND

Node 97807 Accelerations point 6 TEDZAO TO • Node 96229 Accelerations, point 6 TEDZAD. TORD ■ Node 96229 Accelerations point 6 TED2AD. TORH

Гц

Рисунок 7 - АЧХ вариантов рам тележек в сборе с МРБ при возмущении от буксовой области, датчик: а) на раме тележки в районе пружины Флексикойл; б) на "тднем щите АТД.

м с1 H

LEGEND

Mods 128613 Accelerations. point 1 RAMA. TO

• Node 128448 Acceleration« point 1 RAMA.TORD

• NndP 129448 Ance I e rations point! RAMA.TORH

I EC5END

Node 97807 Acceleration*, point 6, TEDZAD, TO

• Node 96229 Acceleration» point6 TEDZAD TORD

• Node 96229 Accelerations pointe TEDZAD TORH

Рисунок 8 - АЧХ вариантов рам тележек в сборе с МРБ при возмущении от АТД, датчик: а) на раме тележки в районе пружины Флексикойл; б) на заднем щите АТД.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Выполненный анализ неисправностей тяговых приводов существующих серий электропоездов, эксплуатирующихся на железных дорогах России, показал, что имеется необходимость в применении тягового привода класса III с асинхронными тяговыми двигателями по следующим причинам:

- уменьшение величины динамических воздействий на путь и тяговый привод;

- снижение эксплуатационных расходов из-за применения практически необслуживаемого асинхронного тягового двигателя и редуктора;

Гц

- создание универсального тягового привода для электропоездов с разными конструкционными скоростями;

- отсутствие ограничений по компоновке при применении более мощных тяговых двигателей по сравнению с используемыми в настоящее время тяговыми двигателями постоянного тока.

2. На основании анализа записей динамических испытаний прототипа электропоезда с тяговым приводом класса III установлено, что основным возмущающим фактором, вызывающим вибрации кузова, является вращение неуравновешенного ротора тягового двигателя.

3. Выполненный визуальный осмотр состояния роторов тяговых двигателей испытуемого прототипа электропоезда и проверка их остаточного дисбаланса подтвердили, что неуравновешенность роторов не соответствует нормам и превышает их в 5-30 раз.

4. Выполнен анализ методом математического моделирования пространственных колебаний модели ротора тягового двигателя с учетом эквивалентной жесткости подшипников и зазоров в них, и установлено, что большие величины радиальных зазоров подшипников при частотах вращения ротора свыше 1500 об/мин могут способствовать возникновению резонансных колебаний ротора тягового двигателя.

5. Показано, что при больших дисбалансах ротора, не соответствующих классу точности балансировки G2.5 (допустимый дисбаланс 873,9 г-см), происходят вертикальные и поперечные колебания ротора в зазорах подшипников, вызывающие динамические нагрузки на раме тележки, имеющих резонансный характер.

6. Выполнен анализ методов моделирования, применяемых для исследования колебаний тяговых приводов, и установлено, что описание тяговых приводов класса III дискретными динамическими моделями недостаточно, особенно когда массы привода и рамы тележки соизмеримы. Для анализа совместных колебаний рамы приводов необходимо использовать конечно - элементные модели.

7. Установлена конструктивная особенность моторных тележек с тяговыми приводами класса III, которая заключается в том, что суммарная масса тяговых приводов (двигателя и редуктора) соизмерима с массой рамы тележки или больше ее. Расчеты показали, что первые четыре формы колебаний системы «рама тележки - моторно-редукторные блоки» с частотами 38,1 Гц; 40,3 Гц; 58,7 Гц и 64,75 Гц определяются колебаниями масс моторно-редукторных блоков на раме тележки как на эквивалентном упругом элементе.

8. Доказано, что использование моторно-редукторных блоков как элемента, увеличивающего жесткость рамы за счет увеличения жесткости их связей, не дает эффекта, но снижает прочность рамы. Уменьшение связи моторно-редукторных блоков с рамой тележки за счет применения люлечных подвесок, шарнирных устройств и дополнительной опорной балки не привело к значительному изменению собственных частот колебаний в области 30-60 Гц, но при применении люлечных подвесок появились низкие частоты 7-9 Гц.

9. Доказано, что если опоры моторно-редукторного блока располагаются не в плоскостях, проходящих через центр масс МРБ, то моторно-редукторный блок обладает взаимосвязанными формами колебаний с близкими частотами, что создает плотную полосу резонансных частот в области 30-60 Гц.

10. Уменьшить взаимосвязь между формами колебаний моторно-редукторного блока можно выбором опорных точек в плоскостях симметрии, проходящих через центр масс МРБ, или специальным выбором коэффициентов жесткостей резинометаллических опорных элементов.

11. Для устранения воздействий, передающихся на раму тележки от дисбаланса ротора, необходимо: в опорах моторно-редукторного блока на раму тележки использовать резинометаллические элементы с коэффициентами жесткости уменьшающих взаимосвязь форм колебаний МРБ и создающими эффект виброизоляции рамы тележки от воздействий неуравновешенного ротора.

24

•-2256

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Карюкин A.B., «Исследование причин ослабление болтовых соединений кожуха зубчатой передачи к тяговому двигателю грузового электровоза с помощью системы MSC. Patran-Nastran», 5-я конференция MSC, Москва, 2002.

2. Карюкин A.B. Анализ надежности крепления кожухов тяговых передач грузовых электровозов Труды МИИТа, Научно-практическая конференция «неделя науки 2003».

3. Карюкин A.B., Журавлев Н.М., Соболев Р.Ю., «Оперативный контроль динамики подвижного состава - гарантия безопасности движения поездов» Труды МИИТа, 2003.

4. Рыбников Е.К Карюкин A.B. Соболев Р.Ю., «Расчетно-экспериментальное исследование частотных свойств моторной тележки перспективного электропоезда с помощью программного комплекса MSC. Patran-Nastran», 7-я конференция MSC, Москва, 2004.

5. Бирюков И.В., Рыбников Е.К., Соболев Р.Ю., Карюкин A.B. «Особенности динамических свойств системы "рама тележки - тяговый привод класса III" для элекгроподвижного состава», Вестник ВЭлНИИ ч.1, Новочеркасск, 2004.

Динамика подрессоренных тяговых приводов перспективных электропоездов

Специальность 05.22.07 -Подвижной состав железных дорог, тяга поездов и электрификация

КАРЮКИН

Александр Викторович

Подписано в печать 3/. 01.0$.

Формат 60x90 1/16

Заказ

Объем 1,5 п.л. Тираж 80 экз.

Типография МИИТ. 127994, г. Москва, ул. Образцова, 15.

Введение.

1. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ ТЯГОВЫХ ПРИВОДОВ

• ЭЛЕКТРОПОЕЗДОВ И УСЛОВИЯ ИХ ЭКСПЛУАТАЦИИ.

1.1 Краткий обзор исследований по динамике тяговых приводов.

1.2 Тяговый привод существующих электропоездов и их неисправности в эксплуатации.

1.3 Тяговый привод электропоезда класса III для перспективных электропоездов и его возможные компоновочные схемы.

2. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПРОТОТИПА ЭЛЕКТРОПОЕЗДА НА МОТОРНЫХ ТЕЛЕЖКАХ С

ПОДРЕССОРЕННЫМИ МОТОРНО-РЕДУКТОРНЫМИ БЛОКАМИ.

2.1 Анализ результатов динамических испытаний электропоезда с тяговым приводом класса III.

Ш 2.2 Анализ технического состояния элементов тягового привода роторов, подшипников, зубчатых передач).

2.3 Постановка задачи.

3. МЕТОДИКА ИССЛЕДОВАНИЯ КОЛЕБАНИЙ ТЯГОВОГО ПРИВОДА КАК СИСТЕМЫ С КОНЕЧНЫМ И БЕСКОНЕЧНЫМ ЧИСЛОМ СТЕПЕНЕЙ СВОБОДЫ.

3.1 Математическая модель системы «рама кузова - рама тележки

- моторно-редукторные блоки» в конечно-элементной форме.

3.2 Дифференциальные уравнения колебаний системы «кузов - рама тележки - моторно-редукторные блоки».

3.3 Результаты исследования частотных свойств системы «тяговый привод - рама тележки» как системы с сосредоточенными параметрами.

4. ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ СВОЙСТВ СИСТЕМЫ «ТЯГОВЫЙ ПРИВОД - РАМА ТЕЛЕЖКИ - РАМА КУЗОВА».

4.1 Колебания неуравновешенного ротора тягового двигателя в подшипниках с зазорами как причина возмущений тягового привода.

4.2 Исследование частотных свойств системы «рама тележки - моторноредукторные блоки» при изменении степени их динамической связи.

4.3. Свойства системы «тяговый двигатель - редуктор» при изменении конструктивных элементов моторно-редукторных блоков.

4.4 Свойства системы «рама тележки - моторно-редукторные блоки» при изменении конструкции опорных элементов моторно-редукторных блоков на раме тележки.

5. МЕТОДИКА ВЫБОРА ПАРАМЕТРОВ СВЯЗЕЙ МОТОРНО-РЕДУКТОРНЫХ БЛОКОВ С РАМОЙ ТЕЛЕЖКИ.

5.1 Влияние параметров упругих элементов в опорах моторно-редукторного блока на качество виброизоляции рамы тележки.

5.2 Оценка влияния нестабильности характеристик опор МРБ на динамические характеристики МРБ.

5.3 Оценка параметров упругих элементов в опорах МРБ с учетом упругостей рамы тележки и моторно-редукторных блоков.

В условиях рыночной экономики повышаются требования к транспортным железнодорожным средствам в отношении безопасности движения, надёжности, комфортабельности, экологической чистоты при минимальных эксплуатационных затратах.

В этой связи одним из основных требований, предъявляемых к тяговому подвижному составу (ТПС), является снижение воздействия на путь за счёт снижения неподрессоренных масс при относительном росте осевой мощности тяговых двигателей. Одним из путей решения этой задачи является применение тяговых приводов с подрессоренными не только тяговыми двигателями, но и редукторами. При этом так же решается задача повышения надёжности элементов тяговых электрических двигателей и редукторов за счёт снижения действующих на них динамических нагрузок при движении экипажа по железнодорожному пути.

В настоящее время ряд отечественных заводов по производству подвижного состава и все зарубежные электровозостроительные фирмы перешли на разработку и выпуск тягового подвижного состава с асинхронным тяговым приводом. Преимуществом этого привода по сравнению с традиционным является снижение эксплуатационных затрат и возможность создания универсальных электровозов как для пассажирского, так и грузового движений и электропоездов пригородного и местного сообщений.

Однако большая мощность асинхронных двигателей и большие номинальные частоты вращения роторов предъявляют повышенные требования к механической конструкции тягового привода.

Таким образом, задача разработки научных положений для проектирования тяговых приводов подвижного состава, с учётом специфических требований, является актуальной и может быть решена с использованием современных компьютерных технологий в проектировании и расчётах механических конструкций, в частности, с помощью численного эксперимента по программам, реализующим алгоритмы метода конечного элемента.

Для тягового подвижного состава с интенсивным движением со скоростями 80-100 км/ч или при скоростях свыше 120 км/ч рекомендуется применять тяговый привод класса III с полностью подрессоренными двигателем и редуктором. Для такого подвижного состава обычно стремятся максимально облегчить тележку за счёт снижения веса основных масс тележки: рамы, тягового привода, рессорного подвешивания. Снизить массу элементов тягового привода не всегда удаётся, поскольку увеличение конструкционной скорости ведёт к некоторому увеличению их веса - больше для тягового привода постоянного тока и в меньшей степени тягового привода с асинхронным двигателем. Значительного снижения общего веса тележки за счёт рессорного подвешивания получить невозможно ввиду его малого вклада в вес тележки. Применение пружин по схеме «Флексикойл» позволяет частично снизить общий вес кузовной ступени рессорного подвешивания.

Ощутимый эффект можно получить за счёт уменьшения веса элементов конструкции рамы тележки. Однако уменьшение веса рамы вступает в противоречие с требованием к её жёсткости. Поскольку тяговый привод класса III располагается на раме и жёстко с ней связан, то при малом весе рамы собственная частота колебания тягового привода как сосредоточенной массы может совпасть с одной из частот периодических возмущений, всегда имеющихся в системе тележки в области эксплуатационных скоростей движения. Это снижает плавность хода и уменьшает коэффициенты запаса усталостной прочности рамы тележки.

При существующей технологии проектирования и изготовления тяговых двигателей для электропоездов периодические возмущения за счет только остаточных дисбалансов вращающихся частей тягового двигателя могут занимать диапазон возмущений с частотами от 20 до 80 Гц при скоростях движения экипажа от 40 до 160 км/ч. Кроме этих возмущений имеются возмущения от зубчатой передачи, которые занимают более высокий диапазон частот от 250 до 2500 Гц при учете трех гармоник частот пересопряжения зубьев.

Учитывая то, что при эксплуатации электропоезда кроме остаточных дисбалансов возможна разбалансировка роторов, была поставлена цель, которая состоит в повышении безопасности движения поездов путем улучшения динамических качеств электропоезда, имеющего тележки с рамным подвешиванием тягового двигателя и редуктора (тяговый привод класса III).

Диссертационная работа содержит 229 с. и включает в себя введение, 5 глав, заключение, список использованной литературы и 7 приложений.

Заключение

1. Выполнен анализ неисправностей тяговых приводов существующих серий электропоездов, эксплуатирующихся на железных дорогах России, который показал, что имеется необходимость в применении тягового привода класса III с асинхронными тяговыми двигателями по следующим причинам:

- уменьшение величины динамических воздействий на путь и тяговый привод;

- снижение эксплуатационных расходов из-за применения практически необслуживаемого асинхронного тягового двигателя и редуктора, при соответствующей технологии изготовления;

- создание универсального тягового привода для электропоездов с разными конструкционными скоростями;

- отсутствие ограничений по компоновке при применении более мощных, чем в настоящее время тяговых двигателей.

2. На основании анализа записей динамических испытаний прототипа электропоезда с тяговым приводом класса III установлено, что основным возмущающим фактором, вызывающим вибрации кузова, является вращение неуравновешенного ротора тягового двигателя.

3. Выполнены визуальный осмотр состояния роторов тяговых двигателей испытуемого прототипа электропоезда и проверка их остаточного дисбаланса, которые подтвердили, что неуравновешенность роторов не соответствует нормам и превышает их в 5-30 раз.

4. Выполнен анализ методом математического моделирования пространственных колебаний модели ротора тягового двигателя с учетом эквивалентной жесткости подшипников и зазоров в них, и установлено, что большие величины радиальных зазоров подшипников могут способствовать возникновению резонансных колебаний ротора тягового двигателя.

5. Показано, что при больших дисбалансах ротора не соответствующих пятому классу точности балансировки (допустимый дисбаланс 873,9 г-см) происходят вертикальные и поперечные колебания ротора в зазорах подшипников, вызывающие динамические нагрузки на раме тележки, имеющих резонансный характер.

6. Выполнен анализ методов моделирования, применяемых для исследования колебаний тяговых приводов, и установлено, что описание тяговых приводов класса III дискретными динамическими моделями недостаточно, особенно когда масса привода и рамы тележки соизмеримы. Для анализа совместных колебаний рамы приводов необходимо использовать конечно - элементные модели.

7. Установлена конструктивная особенность моторных тележек с тяговыми приводами класса III, которая заключается в том, что суммарная масса тяговых приводов (двигателя и редуктора) соизмерима с массой рамы тележки или больше ее. Расчеты показали, что первые четыре формы колебаний системы «рама тележки - моторно-редукторные блоки» с частотами 38,1 Гц; 40,3 Гц; 58,7 Гц и 64,75 Гц определяются колебаниями масс моторно-редукторных блоков на раме тележки как на эквивалентном упругом элементе.

8. Доказано, что использование моторно-редукторных блоков как элемента увеличивающего жесткость рамы за счет увеличения жесткости их связей не дает эффекта, но снижает прочность рамы. Уменьшение связи моторно-редукторных блоков с рамой тележки за счет применения люлечных подвесок, шарнирных устройств, дополнительной опорной балки не привело к значительному изменению собственных частот колебаний в области 30-60 Гц, но при применении люлечных подвесок появились низкие частоты 7-9 Гц.

9. Доказано, что если опоры моторно-редукторного блока располагаются не в плоскостях проходящих через центр масс МРБ, то моторно-редукторный блок обладает взаимосвязанными формами колебаний с близкими частотами, что создает плотную полосу резонансных частот в области 30-60 Гц.

10. Устранить взаимосвязь между формами колебаний моторно-редукторного блока можно выбором опорных точек, находящихся в плоскостях симметрии проходящих через центр масс блок или специальным выбором коэффициентов жесткостей резинометаллических элементов.

11.Для устранения воздействий, передающихся на раму тележки от дисбаланса ротора необходимо: в опорах моторно-редукторного блока на раму тележки применять резинометаллические элементы с коэффициентами жесткости устраняющими взаимосвязь форм колебаний МРБ и создающими эффект виброизоляции рамы тележки от воздействий неуравновешенного ротора.

1. Арсон Л.Д., Малашенко JI.A., Сапожников В.М. Оценка прочности и массы тонкостенных конструкций. М.: Машиностроение, 1974. - 152 с.

2. Беляев А.И., Джамалов В.Ш. Исследование виброударных колебаний колёс в жёсткой и упругой тяговых передачах тепловозов. Труды МИИТа, вып. 390, 1971.

3. Березовский В.И. Исследование динамики системы путь колёсная пара и двигатель-рама тележки. Диссертация на соискание учёной степени кандидата технических наук ОмИИТ, 1963.

4. Бидерман B.JI. Прикладная теория механических колебаний. Учебное пособие для втузов. М.: Высшая школа, 1972. - 416 с.

5. Бидерман B.JI. Теория механических колебаний. Учебник для вузов. М.: Высшая школа, 1980. - 408 с.

6. Бирюков И.В. Динамика и прочность привода. Труды МИИТа, вып. 121, «Трансжелдориздат», 1960.

7. Бирюков И.В. Модернизация узлов привода и их сравнительные испытания, труды МИИТа, вып. 121, «Трансжелдориздат», 1960.

8. Бирюков И.В. Прогнозирование динамических свойств тяговых приводов электрического подвижного состава. Автореферат диссертации на соискание учёной степени доктора технических наук, МИИТ, 1974.

9. Бирюков И.В. Эксплуатационная проверка технологии виброакустического диагностирования тягового редуктора. Отчёт по НИР тема 81/90. Рукописный. №ГР01900040347. 1990.

10. Бирюков И.В., Беляев А.И., Рыбников Е.К. Тяговые передачи электроподвижного состава железных дорог.- М.:Транспорт, 1986. 256 с.

11. Богданов В.П., Давыдов Г.И., Елисеев С.В. Исследование колебаний тягового двигателя с опорно-осевой подвеской. Труды ОмИИТа, т. 75, Омск, 1967.

12. Болотин В.В. О плотности частот собственных колебаний тонких упругих оболочек. М.: Прикладная математика и механика, 1963, Т. 27, вып. 2.

13. Болотин В.В. Случайные колебания упругих систем. -М.: Наука. ГРФМЛ, 1979.-336 с.

14. Бородачёв Н.А. Основные вопросы точности производства. Изд. АН СССР.-М.-Л., 1950.-415 с.

15. Бусаров В.Г., Крушев С.Д., Кутовой В.И., Рыбников Е.К. Ремонт тяговых редукторов электропоездов. М.: «Электрическая и тепловозная тяга», № 5, 1977.

16. Бусаров В.Г., Рыбников Е.К. Тяговая передача, как один из основных источников возмущений элементов редуктора. Труды АКХ, вып. 157,1980.

17. Вибрации в технике. Справочник в 6-ти томах. Т. 6. Защита от вибрации и ударов / Под ред. К.В. Фролова. - М.: Машиностроение, 1981. - 456 с.

18. Глущенко А.Д., Юшко В.И., Динамика тяговых электродвигателей тепловозов. Ташкент: изд. «Фан», УзССР, 1980. - 168 с.

19. Гопичанд К. Динамика тягового зубчатого привода. Ежемесячный бюллетень Международной ассоциации железнодорожных конгрессов. № 3,1968.

20. ГОСТ ИСО 10816-1-97 Вибрация. Контроль состояния машин по результатам измерений на невращающихся частях. Часть 1. Общие требования

21. ГОСТ 19534-74 Балансировка вращающихся тел. Термины

22. ГОСТ 22061-76 Машины и технологическое оборудование. Система классов точности балансировки. Основные положения

23. ГОСТ 16504-81 Система государственных испытаний продукции. Испытания и контроль качества продукции. Основные термины и определения

24. ГОСТ 11018-2000 Тяговый подвижной состав железных дорог колеи 1520 мм. Колесные пары. Общие технические условия

25. ГОСТ 17513-72 Электропривод колесных машин тяговый. Термины и определения

26. Гринев В.Б., Филиппов А.П. Оптимизация стержней по спектру собственных значений. Киев: Наукова Думка, 1979. - 212 с.

27. Данилов В.Н., Статников Р.Б. Динамические нагрузки, действующие на шестерни тяговых редукторов локомотивов, вызванные неровностями пути. Труды МИИТа, вып. 2, 1966.

28. Демченко И.П. Исследование на ЭВМ продольных колебаний двухосной тележки локомотива. / Электровозостроение. Сб. научн. тр. / Всероссийск. н.-и. и проектно-конструкт. ин-т электровозостроения. Новочеркасск, 1993, Т. 33. - 212 с. (стр. 109-117).

29. Евстратов А.С. Экипажные части тепловозов. М.: Машиностроение, 1987.-136 с.

30. Иванов В.Н., Беляев А.И. Анализ работы осевого редуктора тягового электродвигателя с учётом зазоров между зубьями шестерен. Труды МИИТа, вып. 184, 1964.

31. Иванов В.Н., Беляев А.И. Влияние динамики тягового привода локомотива на волнообразный износ рельсов. Труды МИИТа, вып. 363, 1971.

32. Иванов В.Н., Беляев А.И. Метод расчёта параметров тяговой передачи с упругими элементами при опорно-осевом подвешивании электродвигателя. Труды МИИТа, вып. 243, «Транспорт», 1967.

33. Иванов В.Н., Горский В.М. Нелинейные колебания зубчатого венца с упругими элементами тяговой передачи тепловоза. Труды МИИТа, вып. 243, «Транспорт», 1967.

34. Камаев В.А. Оптимизация параметров ходовых частей железнодорожного подвижного состава. М.: Машиностроение, 1980. - 265 с.

35. Карминский Д.Э., Каплуков М.П., Богословский Е.Г. Сравнение воздействия на путь при опорно-рамном и опорно-осевом подвешивании тяговых электродвигателей. Труды РИИЖТа, вып. 44, Ростов-на-Дону, 1964.

36. Китовер К.А., Франк-Каменецкий Г.Х. Расчёт гладких и оребрённых кольцевых элементов конструкций. JL: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1982.-216 с.

37. Кобрин В.У., Перевозчиков С.Н. К оценке динамических свойств тяговых приводов локомотивов. Вестник ВНИИЖТ, № 4, 1970.

38. Ковалёв Н.А. Механика трамвайной подвески. Труды МЭМИИТа, вып. 23, «Трансжелдориздат», 1939.

39. Коненков Ю.К., Давтян М.Д. Случайные механические процессы в оборудовании машин. М.: Машиностроение, 1988. - 272 с.

40. Конструкционные материалы. Под ред. Туманова А.Т. Т. 1, 2, 3. «Советская энциклопедия», 1963-416 е., 1964-408 е., 1965-526 с.

41. Крушев С.Д. Исследование влияния погрешности изготовления и износов зубчатых колёс на динамические нагрузки тягового редуктора. Диссертация на соискание учёной степени кандидата технических наук. -М.: МИИТ, 1975.

42. Курант Р., Гильберт Д. Методы математической физики. Т. 2. М.: Гостехиздат, 1951.

43. Курсовое проектирование деталей машин / Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева: Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. JL: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1983. -400 с.

44. Ленк А., Ренитц Ю. Механические испытания приборов и аппараов. М.: Мир, 1976.-264 с.

45. Математическое моделирование динамики электровозов / Под ред. А.Г. Никитенко. М.: Высшая школа, 1998. - 274 с.

46. Медель В.Б. Взаимодействие электровоза и пути. М.: «Трансжелдориздат», 1956.

47. Медель В.Б. Выбор оптимальных параметров рессорного подвешивания вагонов пригородных поездов. Туды МИИТа, вып. 135, 1961.

48. Механическая часть тягового подвижного состава: учебник для вузов ж.д. трансп./ Бирюков И.В., Савоськин А.Н., Бурчак Г.П, и др. -М.: Транспорт, 1992,-440 с.

49. Минов Д.К. Механическая часть подвижного состава. Л.: «Госэнергоиздат», 1959.

50. Моченков В.И., Григорьев И.В. Расчёт составных оболочечных конструкций на ЭВМ: Справочник. -М.: Машиностроение, 1981.-216 с.

51. Никитенко А.Г., Плохов Е.М., Зарифьян А.А., Хоменко Б.И. Математическое моделирование динамики электровозов. М.: «Высшая школа» 172 е., 1998.

52. Ольхофф Н. Оптимальное проектирование конструкций. Сб. Механика (Новое в зарубежной науке). М.: Изд. Мир, 1981.

53. Орлов П.И. Основы конструирования. М.: Машиностроение, 1977.

54. Островский B.C., Савоськин А.Н., Сурков Д.А. Влияние крутильных колебаний в колёсно-моторном блоке на процессы срыва сцепления колёс локомотива с рельсами. // Юбилейный сборник научных трудов. Вып. 912. М.: МИИТ, 1997. - с. 77-84.

55. Отчет о результатах и балансировки ротора тягового двигателя электропоезда ЭД6. ООО ДИАМЕХ. Москва 2004.

56. Отчет № ЭД6.0000.001.880 «Создание конечно-элементной модели рамы и моторно-редукторных блоков моторной тележки электропоезда ЭД6»

57. Отчет № ЭД6.0000.002.880 «Определение частотных характеристик моторно-редукторного блока для различных вариантов его крепления к раме моторной тележки электропоезда ЭД6»

58. Отчет о результатах виброобследования тягового привода колесной пары моторной тележки № 312 30 00 000 001 2000 102-го вагона электропоезда ЭД6 (Щербинка 31.05.04)

59. Павленко А.П. Динамика тяговых приводов магистральных локомотивов. -М.: Машиностроение, 1991. 192 с.

60. Пановко Я.Г. Основы прикладной теории упругих колебаний. М.: Машиностроение, 1967. - 316 с.

61. Понтрягин JT.C., Болтянский В.Г., Гамкрелидзе Г.В., Мищенко Е.Ф. Математическая теория оптимальных процессов.- М.:Наука, 1969. 384 с.

62. Резько С.Ф., Ушкалов В.Ф., Яковлев В.П. Идентификация механических систем. Определение динамических характеристик и параметров. Киев: Наукова думка, 1985.-216 с.

63. Рыбников Е.К. Анализ причин выхода из строя элементов колёсно-редукторных блоков электропоездов ЭР9П в депо Отрожка. Отчёт по НИР. Рукописный. №ГР01840067748. Инв. № 02870029243. 1986.

64. Рыбников Е.К. Внедрение стенда и методики оценки качества ремонта тягового редуктора электропоезда в депо Железнодорожное. Отчёт по НИР. Рукописный. Без регистрации. 1986.

65. Рыбников Е.К. Исследование динамических качеств тягового привода электропоездов. Автореферат диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук, МИИТ, 1973.

66. Рыбников Е.К. Модернизация редукторного узла электропоезда ЭР22 по рекомендациям МИИТа и депо «Перерва». Отчёт по НИР. Рукописный. Без регистрации. 1976.

67. Рыбников Е.К. Опытная проверка методики технической диагностики колёсно-редукторных блоков электропоездов ЭР22. Отчёт по НИР. Рукописный. Без регистрации. 1978.

68. Рыбников Е.К. Разработка методики технической диагностики колёсно-редукторного блока электропоезда ЭР22. Отчёт по НИР. Рукописный. №ГР77076568. Инв. № 6696660. 1977.

69. Рыбников Е.К., Бусаров В.Г. Стендовые и эксплуатационные испытания тягового редуктора и тяговой муфты электропоезда ЭР22. Отчёт по НИР. Рукописный. Без регистрации. 1977.

70. Случайные колебания. / Под ред. С. Кренделл М.: Изд. «Мир», 1967. - 350 с.

71. Суздальцев М.Я. К вопросу выбора передаточного числа редуктора. Труды МИИТа, вып. 317, 1970.

72. Тимошенко С.П. Колебания в инженерном деле. М.: Физматгиз, 1960.

73. Тибилов Т.А., Фроянц Г.С. Автоколебания в тяговом приводе локомотива //Тр. РИИЖТ. Вып.97. Ростов н/Д, 1972.

74. Турбович И.Т. К вопросу о динамических частотных характеристиках. -Радиотехника, 1957, № 11, с. 94-97.

75. Ульпи В.В. Собственные колебания осесимметричных составных оболочек. Труды МИИТа, вып. 342, 1969.

76. Усманов Х.Г. Кинематика и динамика передаточных механизмов с шарнирно-поводковыми муфтами тягового подвижного состава. Автореферат диссертации на соискание учёной степени доктора технических наук. -М.: МИИТ, 1989.

77. Чижевский К.Г. Расчёт крутильных и кольцевых пластин. Справочное пособие. JL: Машиностроение, 1977. - 184 с.

78. Щепетильников В.А. Определение наивыгоднейшей точки подвешивания тяговых двигателей. Труды МЭМИИТа, вып. 52, 1945.

79. Элланский Э.А. Некоторые вопросы динамики тяговых электродвигателей с опорно-осевой подвеской. «Вопросы электрификации железных дорог», вып. 1, изд. АН СССР. М., 1969.

80. Aitzetmuller Н., Schuch F. Using MSC/NASTRAN for Gear Calculation. Материалы Международной конференции пользователей NASTRAN. 1996.

81. Althammer Rarlheinz. Drehschwingungen an einem mit Kardan-wellen symmetrisch Drehgestell. "Glassers Annalen", № 1, 1970.

82. Belotseikovskiy P.M. On the oscillations of infinite periodic beams subjected to a moving concentrated force. Journal of Sound and Vibration. 1996, № 193(3), p. 705-712.

83. Foedtke J., Grimm R., Jockel A. Influence of track properties on slip stick vibration of modern electric locomotives. 3rd international scientific conference "Drives and Supply Systems for Modern Electric Traction". Warsaw. Sept. 2527, 1997.

84. Huszar I. Die Beanspruchung von Tatzlagern bei vertikalen Ston. "Elektrische Bahnen", № 8, 1968.

85. Madej J. Mechanizmy napesdowe pojazdow szynowych. Warszawa, DP, 1978,203 s.

86. MSC/NASTRAN Numerical Methods. User's Guide. Version 67. The MacNeal-Schwendler Corporation. Second Edition. 1994.

87. Muller P. Massenkrafte beim Tatzlaqermotor. "Elektrische Bahnen", № 12,1934.

88. Nelson I.A., Hapeman M.I. Traction motor suspension foe high speed trains. "Railway Gazette", v.125, № 15,1969.

89. Sowinski B. On high frequency vertical vibrations of the trackwheelset system. Second Mini Conference on Vehicle System Dynamics, Identification and Anomalies. Technical University of Budapest, 12-15, Nov. 1990.

90. The NASTRAN Theoretical Manual. The MacNeal-Schwendler Corporation. Second Edition. 1994.

91. Wilkinson I.P. Modal densities of certain shallow structural elements. Journal Acoust. Soc. America, 1968, V. 43, No2.

92. Сергиенко П.Е., Остапенко B.M., Экспериментальное исследование тягового привода электровоза BJI84. С. 115-125. Электровозостроение. Сб.научн.трудов. Том. 22, 1982. Тип. НПИ, г. Новочеркасск

93. Антонов А.Д., Остапенко В.М. Динамические нагрузки в тяговом приводе электровоза ЭП10. Электровозостроение: Сб. научн. трудов ВЭлНИИ. 1998,Т.39, 232 с.

94. Володин С.В. Снижение виброактивноти корпусов редукторов тяговой передачи электропоездов. Диссертация на соискание учёной степени кандидата технических наук. М.: МИИТ, 1999.

95. Бирюков И.В., Рыбников Е.К., Соболев Р.Ю., Карюкин А.В. «Особенности динамических свойств системы "рама тележки тяговый привод класса III" для электроподвижного состава», Вестник ВЭлНИИ ч. 1, Новочеркасск, 2004.ш