автореферат диссертации по транспорту, 05.22.07, диссертация на тему:Повышение работоспособности тягового редуктора тепловоза

На правах рукописи

□03056773

ВЕЛЬГОДСКАЯ Татьяна Владимировна

ПОВЫШЕНИЕ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ТЯГОВОГО РЕДУКТОРА ТЕПЛОВОЗА

Специальность 05.22.07 — «Подвижной состав железных дорог, тяга поездов и электрификация»

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

ОМСК 2007

003056779

Работа выполнена в государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Омский государственный университет путей сообщения (ОмГУПС (ОмИИТ)».

Научный руководитель:

доктор технических наук, профессор, заслуженный изобретатель РФ БОРОДИН Анатолий Васильевич.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор НИКОЛАЕВ Виктор Александрович;

кандидат технических наук ТЭТТЭР Владимир Юрьевич.

Ведущая организация:

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Петербургский государственный университет путей сообщения».

Защита состоится 20 апреля 2007 г. в 9 часов в ауд. 112 на заседании диссертационного совета Д 218.007.01 при Омском государственном университете путей сообщения по адресу: 644046, г. Омск, пр. Маркса, 35.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ОмГУПСа.

Автореферат разослан 49 марта 2007 г.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные гербовой печатью учреждения, просим направлять в адрес диссертационного совета Д 218.007.01 Тел./факс: (3812) 31-13-44.

Ученый секретарь диссертационного совета (\ доктор технических наук, д

профессор у' \ " Г. П. Маслов.

' Омский гос. университет путей сообщения, 2007

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Тяговый редуктор тепловоза является одним из ответственных узлов экипажной части локомотива. Техническое состояние его высоконагруженных подвижных и неподвижных соединений определяет работоспособность тягового редуктора. Современное стремление к повышению масс поездов, скоростей их движения и соответственное увеличение нагрузок от колес на рельсы приводит к необходимости конструктивного совершенствования основных узлов тягового редуктора, а именно: прямозубой зубчатой передачи и конического соединения шестерни с выходным концом вала тягового электродвигателя (ТЭД) с гарантированным натягом. Задача обеспечения работоспособности зубчатой передачи в экстремальных режимах работы и климатических условиях требует поиска нового подхода к проектированию герметизирующих устройств редуктора.

Основанием для выполнения работ послужили план НИР Омского государственного университета путей сообщения - г/б тема № гос. регистрации 01.9.50 ООО 749 и темы поисковых научно-исследовательских работ по Про-1рамме ОмГУПСа на 2002 г. (тема 19.10.00 «Повышение несущей способности и ресурса конструкций механических устройств железнодорожного транспорта»).

Целью работы является улучшение эксплуатационных характеристик тягового редуктора тепловоза. Достижение поставленной цели требует решения следующих задач, связанных с разработкой и исследованием:

зубчатой передачи с адаптивными свойствами;

конического соединения шестерни с выходным концом вала двигателя с повышенной несущей способностью;

герметизирующего устройства выходного конца вала, исключающего утечку жидкостного смазочного материала.

Методы исследования. В работе использованы методы математической статистики, имитационное моделирование с применением метода конечных элементов и выполнением расчетов на ЭВМ. Экспериментальная проверка конструктивных решений проводилась на натурных образцах с использованием типового и специально разработанного стендового оборудования.

Научная новизна. 1. Разработана методика исследования показателей нагруженности упруго-статической модели зубчатой цилиндрической передачи с адаптивными свойствами.

2. Исследовано влияние формы, размеров пазов и их расположения на зубьях на процесс формирования нагрузок колес и на ослабление кромочных эффектов зацепления.

3. Разработаны методики экспериментальных оценок созданных конструктивных решений и правомерности теоретических результатов.

4. Развит принцип проектирования конических соединений с гарантированным натягом,.основанный на введении в контактирующие поверхности

макрометрических изменений. Разработанная конструкция конического соединения с натягом защищена авторским свидетельством.

5. Разработана методика определения расхода жидкостного смазочного материала через уплотнение, исследована модель щелевого герметизирующего устройства и даны рекомендации для его конструирования.

Положения, выносимые на защиту:

1. Методология, направленная на улучшение показателей качества тягового редуктора тепловоза и включающая в себя следующие этапы:

разработку конструктивного устройства и создание методики расчета зубчатой цилиндрической передачи с адаптивными свойствами;

развитие принципа соединений с дискретной поверхностью в контакте для конического соединения «шестерня - вал»;

разработку методики построения герметизирующих устройств и определения расхода жидкостного материала через уплотнение выходного конца вата.

2. Результаты исследований новых конструктивных элементов тягового редуктора тепловоза.

Практическая ценность и реализация работы. Предложенные новые инженерные решения улучшают работоспособность зубчатого зацепления и соединения шестерни с валом, снижают утечку смазочного материала через герметизирующее устройство выходного конца вала.

Новизна технических решений, разработанных при участии автора, признана комитетом РФ по патентам и товарным знакам. Отдельные разработки внедрены в локомотивных депо Западно-Сибирской и Красноярской железных дорог - филиалов ОАО «РЖД», ОАО НИИТКД (г. Омск) и НТЦ «Транспорт».

Апробация работы. Основные результаты работы по теме диссертации докладывались и обсуждались на III международной научно-технической конференции «Динамика систем, механизмов и машин» (Омск, 1999), научной конференции «Транссибвуз-2000» (Омск, 2000), международной конференции «Трибо-2001» (Москва, 2001), научно-практической конференции ученых транспортных вузов, инженерных работников и представителей академической науки «Транссиб-2002» (Новосибирск, 2002), межрегиональной научно-практической конференции «Молодежь Сибири - науке России» (Красноярск, 2003), 10-й международной научно-практической конференция студентов, аспирантов и молодых ученых «Современные техника и технологии» (Томск, 2004), всероссийской научно-технической конференции с международным участием «Ресурсосберегающие технологии на железнодорожном транспорте» (Красноярск, 2005), международной научно-практической конференции «Проблемы и перспективы развития железнодорожного транспорта» (Днепропетровск, 2006), научно-техническом семинаре ОмГУПСа «Повышение эффективности работы железнодорожного транспорта, объектов промышленной теплоэнергетики, телекоммуникационно-информационных систем, автоматики и телемеханики» (Омск, 2007).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 30 печатных работ, в том числе три изобретения (свидетельства на полезные модели).

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, . пяти глав, заключения с выводами, списка использованной литературы (124 наименования) и одного приложения; изложена на 160 страницах текста, содержит 64 рисунка и 22 таблицы.

Содержание работы

Во введении обоснована актуальность темы диссертационной работы, определены цель и основные задачи исследований, обозначены пути решения главных задач.

В первой главе произведен анализ статистических данных по выходу из строя тяговых редукторов локомотивов на железных дорогах Урала и Сибири, а также по сети железных дорог России в целом. Результаты анализа позволяют утверждать, что тяговый редуктор (зубчатая передача и кожух) является «узким» местом в конструкции экипажной части локомотива, неисправности которого занимают одно из первых мест в списке причин непланового ремонта тепловозов, уступая лишь износу гребней колесных пар.

Анализ условий эксплуатации и обзор научно-исследовательских работ позволил выявить основные причины выхода из строя тяговых редукторов тепловозов, связанные с изменением угла перекоса зубьев зубчатых колес от внешнего момента, что приводит к неравномерному распределению нагрузки по длине зуба и нештатной работе зубчатой передачи. Сопутствующими этому причинами являются недостаточно надежное прессовое соединение шестерни на выходном участке вала ТЭД и уплотнение корпуса редуктора.

Отмечены работы по исследованию условий работы и совершенствованию конструкций тяговых редукторов известных ученых: Авраменко B.C., Беляева А.И., Бирюкова В.И., Галиева И.И., Добрынина Л.К., Евстратова A.C., Иванова В.Н., Камаева A.A., Машнева М.М., Меделя В.Б., Рыбникова Е.К., Савоськина А.Н. и др. Особое внимание уделено работам отечественных и зарубежных ученых по исследованию конструктивных решений зубчатых передач (в том числе и с адаптивными свойствами): Айрапетова Э.Л., Балакина П.Д., Бородина A.B., Генкина М.Д., Гуляева К.И., Ерихова М.Л., Заблонского К.И., Кудрявцева В.Н., Петрусевича А.И., Решетова Д.Н. и др. Повышением прочности прессовых соединений с натягом занимались Буйносов А.П., Горский A.B., Грек В.И., Иноземцев В.Г., Калихович В.Н., Курасов Д.А., Медведев Н.Ф., Никольская Э.Н., Проскуряков С.И., Школьник Л.М. и др. Улучшению герметизации выходных участков валов посвящены научные труды Башты Т.М., Голубева А.И., Киселева П.Г., Коничева В.Н., Раздолина М.В., Юдицкого Ф.Л. и др.

Дана оценка нагрузкам, действующим на тяговый редуктор колесно-моторных блоков (КМБ) тепловозов с односторонней цилиндрической прямозубой тяговой зубчатой передачей (рис. 1). Именно снижение работоспособности из-за неравномерности распределения нагрузки по длине в односторонней прямозубой тяговой передаче и обусловленное этим повышение кромочного контактного давления при перекосе зубьев послужили причиной выбора объекта исследования - тягового редуктора тепловоза.

На основании изложенного выше была поставлена цель исследования -улучшение показателей работоспособности тягового редуктора тепловоза и определены задачи, направленные на ее достижение:

разработка зубчатой передата с адаптивными свойствами, обеспечивающей повышение работоспособности тягового редуктора и исследование ее напряженно-деформированного состояния;

повышение несущей способности конического соединения «шестерня -вал» ТЭД за счет совершенствования принципа соединений с дискретными поверхностями;

создание нового герметизирующего устройства выходного конца вала, исключающего утечку жидкостного смазочного материала.

Для исследования процессов в тяговом редукторе использованы известные методы математического моделирования динамической нагруженности тягового привода. Векторно-матричная форма уравнений движения имеет вид:

|A|2 + |B|I + |CJZ = F, (1)

где |А|, |В|, ]С| — матрицы инерционных, диссипативных и упругах коэффициентов соответственно;

Z,Z,Z - векторы обобщенных координат, скоростей и ускорений;

F(t) - вектор возмущений, действующих на механическую систему.

V

Для создания условий, обеспечивающих адекватность оценок результатов проводимых экспериментальных исследований, применялась тс-теорема. Критерии подобия, используемые для решения поставленных задач, приведены в табл. 1.

Таблица 1

Параметр Размерность Критерий

Нагрузка MLT"2 Базисный параметр

Скорость скольжения LT"'

Комплекс геометрических размеров L

Скорость нарастания нагрузки MLT"J "p/t

Модуль упруГОСТИ Е],2 M2L~jT4 E K^ E P2

Твердость поверхности НВ|д M2L"jT"4 ... HBUK& яив ■> p

Высота шероховатости 11212 L "«.и ~ fl/6 rl,2

Средняя твердость на поверхности контакта Нк 1,2 M2L'2T4 HkuK^ <4= p,

Масса контактирующих поверхностей Ш1.2 M Шиу4 Р2К;;.з2 I

Вторая глава посвящена разработке физической модели высо-конагруженной зубчатой передачи с адаптивными свойствами и исследованию ее напряженно-деформированного состояния (рис. 2). Изменяя размеры и расположение кольцевых прорезей, можно влиять на процесс пересопряжения, обеспечивая плавный вход (выход) зубьев в зацепление, регулировать тем самым величину напряжения, возникающего в материале колес.

Наиболее неблагоприятным с точки зрения прочности и несущей способности передачи является случай, когда вследствие перекоса осей зубчатых колес пятно контакта совпадает с точкой А (см. рис. 2).

Для проверки этого положения и оценки меры влияния геометрии зуба на его жесткость и прочность использовался метод конечных элементов (МКЭ). Были разработаны объемные модели зуба, имеющего традиционную геометрию (рис. 3, а), и с кольцевыми прорезями (рис. 3, б). Напряженно-деформированное состояние материалов обеспечивалось путем приложения усилий в узлах, расположенных на одной образующей. При разработке моделей механические характеристики материалов зубьев, размеры и количество конечных элементов принимались одинаковыми. Суммарная сила нормаль-

ного давления оставалась постоянной и соответствовала силе, действующей в реальной тяговой зубчатой передаче тепловоза.

Рис. 3. Объемные модели зубьев: целого (а) и с кольцевыми прорезями (б)

Исследования напряженно-деформированного состояния зубьев проводились в три этапа. Сначала каждый зуб, сплошной или разрезанный, рассматривался в трех стадиях нагружения, когда нагрузка прикладывалась к вершине, на полюсной линии и к ножке зуба. Затем, имитируя перекос осей зубчатых колес, сосредоточенная сила прикладывалась в точке А. И, наконец, для выявления влияния глубины канавок на упругое перемещение вершины зуба нагрузка прикладывалась только в узлах, расположенных вдоль вершины зуба.

Результаты исследования показали, что напряжения изгиба в торцовых сечениях целого зуба с углом перекоса 5' приближаются к допускаемым, а в зубе с кольцевыми прорезями напряжение снижается более чем в два раза из-за более равномерного распределения нагрузки по длине зуба. В то же время, при

о.оз

0.02

0.01

увеличении угла перекоса свыше 5' изгиб-ные перемещения рабочих профилей зубьев в торцовых сечениях превышают деформации более чем в два раза в сравнении с углом перекоса, равным нулю. Прорези же делают зуб более податливым в окружном направлении и способствуют равномерному распределению усилий по дгоше зуба (рис. 4).

Для оценки эффективности предложенного конструктивного решения зубьев с кольцевыми прорезями проведены экспериментальные исследования

\ N § и

Н = т

2

А

т

Рис. 4. Зависимости величины упругого перемещения вершины зуба от длины его торцовой части

зубьев с кольцевыми прорезями в статическом режиме на специально разработанном стендовом оборудовании (рис. 5), позволяющем варьировать нагрузку на зубья и угол перекоса осей.

а б

Рис. 5. Схема (а) и конструкция (б) стенда для оценки (рюмочного давления

Влияние изменения угла перекоса зубьев оценивалось по пятну контакта I, которое давало качественное представление о характере контакта зубьев и равномерности распределения удельных нагрузок.

Величина площади пятна контакта зубьев зависит от ряда погрешностей, обусловленных отклонением шага зацепления, формы и расположения контактной линии, перекосом и непараллельностью осей колес и коэффициентом перекрытия. Таким образом, пятно контакта представляет собой совокупность мгновенных следов прилегания боковых поверхностей зубьев и дает качественное представление о характере контакта зубьев и равномерности распределения удельных нагрузок.

Статическим испытаниям подвергались зубчатые колеса с целым зубом и зубом, имеющим до семи кольцевых прорезей (рис. 6).

ЩИ»-, | IMWW»

К . I

а б в

Рис. 6. Пятна контакта на зубьях колеса при нагрузках 300, 600, 900 [ I-и с углом перекоса осей колес 4' для нелого зуба (а), зуба с тремя (б) и с семью (в) кольцевыми прорезями

Анализ результатов эксперимента показывает, что с увеличением нагрузки площадь пятна контакта заметно растет (см. рис. 6), а увеличение угла перекоса осей колес приводит к уменьшению пятна контакта (табл. 2) и, следовательно, к появлению значительных контактных напряжений, негативно влияющих на работоспособность редуктора.

Таблица 2

Результаты испытаний_______

Угол пе- Момент, Нм | Площадь пятна контакта, мм2

рекоса осей колес целый зуб зуб с тремя кольцевыми прорезями зуб с семью кольцевыми прорезями

300 30,0 75,0 67,5

4' 600 40,0 150,0 162,5

900 60,0 231,0 237,0

300 24,0 62,0 62,5

9' 600 36,0 137,5 150,0

900 52,0 225,0 230,0

300 21,0 44,0 57,5

13' 600 30,0 102,5 135,0

900 37,5 210,0 219,0 1

Увеличение числа прорезей более трех приводит к незначительному росту площади пятна контакта (см. табл. 2), а прочность зуба при этом понижается.

Упругое перемещение головки первых частей зуба приводит к вовлечению в работу неразрезанной ножки зуба, обладающей более высокой жесткостью, препятствующей дальнейшей деформации зуба.

При проведении экспериментальных исследований влияния основных параметров на податливость зуба в тяговом редукторе тепловоза и установлении зависимости податливости зуба от этих параметров использовался метод планирования эксперимента, учитывающий эти два основных фактора: угол перекоса осей валов колес и нагрузку, действующую на зубья во время работы передачи.

Использовался некомпозиционный план второго порядка. Для исключения систематических ошибок, вызванных внешними условиями (например, неточным замером площади, изменением положения оси колес и др.), опыты, заданные планом эксперимента, проводили' рандомизированно во времени, т.е. в случайной последовательности.

По результатам опытов уравнение регрессии выборочной оценки функции отклика имеет вид:

у = 0,190-0,0049х, +0,1090х2+0,00572х^. (2)

Адекватность полученной модели проверена по критерию Фишера. Полученная модель адекватна при 5%-ном уровне значимости.

Стендовые динамические исследования передачи проводили на специальной установке, разработанной при участии автора. Эта установка позволяет приблизить условия испытаний к эксплуатационным за счет на1ружения зубьев колес переменным моментом по всей высоте и возможности поворота испытываемых колес под нагрузкой, расширить диапазон нагрузок стационарного устройства при испытаниях на жесткость и выносливость зубьев зубчатых колес.

Стендовые испытания в течение 1000 часов подтвердили работоспособность передачи. Измерения площади пятна контакта через каждые 100 часов работы, при перекосе валов 4', показали, что снижение площади, обусловленное износом рабочих поверхностей зубьев не превысило 10 %.

На основе анализа результатов можно сделать следующие выводы

1. Прорези и канавки увеличивают суммарную площадь пятен контакта на профилях зубьев. Каждая последующая часть зуба нагружается плавно, постепенно, создаются благоприятные условия для равномерного распределения напряжений по длине контактных линий зуба.

Сравнение площадей пятен контакта неразрезанного и разрезанного на части зуба показывает, что у последнего она увеличивается в 2,5 - 3 раза. Особенно ярко это проявляется при перекосах валов 9' и 13'.

2. Канавки и прорези делают зуб более податливым в осевом направлении, что способствует равномерному распределению усилий по длине зуба, а в целом - повышению несущей способности тягового редуктора локомотива.

3. Количество кольцевых канавок более трех не приводит к существенному повышению пятна контакта и может снизить прочность зуба до опасных напряжений изгиба.

На основании результатов исследования предложено новое устройство прямозубой зубчатой передачи тягового редуктора для тепловоза (рис. 7).

Рис. 7. Адаптивная зубчатая передача: 1 — венец зубчатого колеса; 2 и 3 - кольцевые прорези; 4 - зубчатый диск; 5 - полости для смазочного материала; 6 - канал

В предложенной зубчатой передаче (рис. 8) венец одного колеса имеет три кольцевые прорези, две из которых не превышают высоту зуба, выполнены глубиной, равной модулю, расположены симметрично по отношению к

1

5

средней прорези 2, имеющей глубину больше 2 т, делящей зуб на две равные части.

Такое колесо увеличивает податливость его венца в момент входа зубьев в зацепление и способствует уменьшению шума и вибрации тягового редуктора. При этом повышается равномерность распределения нагрузки по длине контактных линий и, следовательно, увеличивается нагрузочная способность передачи.

Еще одним преимуществом этой конструкции является возможность работать без смазки. В этом случае зубчатый диск 4 следует выполнить из самосмазывающегося материала, а кольцевую выточку - по замкнутой винтовой линии. Это обеспечивает образование граничной пленки по поверхностям зубьев.

Таким образом, в предложенной зубчатой передаче повышается несущая способность из-за более равномерного распределения нагрузки по длине контактных линий зацепления и увеличивается срок ее службы за счет лучшего смазывания рабочей зоны зубьев колес тягового редуктора тепловоза.

Третья глава посвящена описанию способа повышения несущей способности соединения вала с шестерней путем развития принципа соединений с натягом с дискретной поверхностью, предложенного д.т.н., профессором Бородиным A.B. Повышение несущей способности соединения с натягом достигается за счет того, что после температурной сборки материал охватываемой детали в результате упругой деформации входит в канавку (см. рис. 8), образуя упругую деформационную волну и обеспечивая дополнительную фиксацию соединяемых деталей. Несущая способность соединения с дискретным стыком определяется величиной силы трения между контактирующими поверхностями на площадках контакта и несущей способностью каждой упругой деформационной волны.

В прессовом соединении с дискретным стыком эпюра распределения контактного давления более сложная, чем в гладком, поскольку зависит не только от геометрии и взаимного расположения соединяемых посадкой деталей, но и от формы, размеров, положения и количества канавок.

При расчете контактного давления в соединении с дискретным стыком приняты следующие допущения:

упругая деформационная волна, заключенная между двумя площадками контакта, оказывает на них равное силовое воздействие;

силовое воздействие упругой деформационной волны на несмежные с ней площадки контакта не учитывается;

перераспределение контактного давления в стыке, создаваемое любой упругой деформационной волной, не учитывается.

Рис. 8. Соединение с канавкой: 1, охватываемая и 2 охватывающая детали; 3 -канавка; 4 — упругая деформационная волна

3

по

2

*m

m

120

12

Для решения названной задачи использовался метод оценки статической прочности соединения, основанный на формулах Ляме.

С целью предотвращения про-ворота шестерни тягового редуктора тепловоза (рис. 9) в эксплуатации предлагается новый подход к выполнению конических поверхностей с натягом, основанный на введении в контактирующие поверхности структурных макроизменений. Необходимо на посадочной поверхности шестерни, как имеющей большую твердость по сравнению с валом, следует выполнить канавки (рис. 10).

..Û

Рис. 9. Соединения шестерни с валом ТЭД тягового редуктора тепловоза

Канавки на поверхности сопряжения шестерни изменяют напря-женно-деформи-рованное состояние материалов соединяемых посадкой деталей и, как следствие, увеличивается удельная жесткость последних, что приводит к росту контактного давления.

При сборке материал вала на разных участках стыка деформируется по-разному. В пределах канавок он деформируется в меньшей степени, чем на площадках контакта, в результате чего в материале входящем в канавку, образуется деформационная волна (рис. 11), что обеспечивает дополнительную фиксацию соединяемых деталей.

Окружное усилие передаваемое одной /-ой деформационной волной,

Рис. 10. Фрагмент развертки посадочной поверхности шестерни (а) и ширина канавки в отдельных ее сечениях (б)

Р, =

(3)

Дополнительное окружное усилие с!Р„ передаваемое волной, направлено перпендикулярно к радиусу вала ОА и равно проекции силы с1Р2\ па касательную М к номинальной поверхности сопряжения деталей.

dPi-qK-d\- 1КН ■ tg{(pT + а).

(4)

Контактное давление между кромкой канавки и поверхностью деформационной волны:

Л

(5)

Як=ск\ 1-0,67—-1 V и\ .

где д0 - контактное давление в гладком соединении, определяемое по формуле Ляме;

Д их - высота деформационной волны;

С/1 - величина деформации в гладком соединении;

<Л1 - длина единичного элемента волны;

/кн - ширина канавки в рассматриваемом сечении.

В рассматриваемом соединении </к, /кн. и величина угла а в сечениях различны. Чтобы упростить решение, выделены элементы волны в трех поперечных сечениях канавки и принято, что контактное давление в пределах размера ей и ширина канавки постоянны (рис. 12). Величина крутящего момента Мд, в соединении с дискретной поверхностью в контакте пропорциональна суммарному окружному усилию Ръ передаваемому всеми канавками:

Рис. 11. Усилия, действующие в соединении с дискретным стыком при передаче крутящего момента

Р„ Н

1163.16

251,11

Рис.12. Эгаора изменения окружного усилия по сечениям канавки

М,

срВ'

(6)

Несущую способность соединения за счет канавок удалось увеличить на 17 % по сравнению с гладким соединением.

Экспериментальные исследования проведены на специально изготовленном стендовом оборудовании (рис. 13). Испытывали конические соединения с конусностью 1:10 (такой же, как в реальной передаче). Усилие запрессовки выбиралось в соответствии с 7С-теоремой по критериям, приведенным в табл. 2. Результаты опытов подтвердили повышение нагрузочной способности прессового конического соединения с дискретной поверхностью в кон-

такте на 15 - 20% но сравнению с гладкими, что в основном согласуется с

На основе проведенных исследований предложено новое устройство конического соединения. Повышение несущей способности конического соединения при одновременном действии крутящего момента и сдвигающего усилия достигается выполнением углублений по винтовым коническим поверхностям.

Таким образом, развитие принципа соединений с Дискретной поверхностью в контакте позволило повысить несущую способность конического соединения «вал ТЭД шестерня» и его эксплуатационную надежность,

В четвертой главе рассмотрено конструктивное решение комбинированного уплотнения выходного конца вала ТЭД для корпуса тягового редук-

Устройство уплотнения вала обеспечивает тройное запирание среды. Осевой лабиринт работает стабильно при радиальных биениях элементов конструкции. На величину зазора «а» мало влияют тепловые деформации, динамические прогибы и осевое смещение деталей. Второе запирание среды обеспечивает пластичный смазочный материал, расположенный между осевым и радиальным уплотнениями. Это снижает возможность попадания продуктов изнашивания (твердых частиц) деталей механической передачи на торцовые у плотните л ьные поверхности, что обеспечивает более длительную работу осевого уплотнения вала с минимальной утечкой жидкого смазочного материала из механической передачи. Особенно следует отметить малые осевые габариты предложенного устройства .

Рис. 13. Определение момента проюрота прессового конического соединения с гладкой и с дискретной посадочными поверхностями

бинировавноро уплотнения выходного конца вала ТЭД: 1 - щелевое; 2 - контактное; 3 - валик смазочного материала

При таком конструктивном исполнении уплотняющего узла за счет действия центробежных сил в щелевом уплотнении создается поток жидкого смазочного материала, обратный направлению перепада давления. При этом скорость обратного потока напрямую связана с частотой вращения шестерни на валу ТЭД и, следовательно, со скоростью движения локомотива.

Для определения утечки жидкого смазочного материала через такое комбинированное герметизирующее устройство была разработана методика расчета, учитывающая параметры тяговой зубчатой передачи и скорость движения локомотива:

Q =

4M®,

Q

\2voL .. .

3 (7)

Др2$2 (02

12ур£2

где Др! и Дрг - перепад давления на щелевом и контактном уплотнениях (причем Др=Др1+Др2);

и Б2 - размеры щели щелевого и контактного уплотнений; 031 и ш2 - ширина щели в среднем сечении щелевого и контактного уплотнений;

V и р - вязкость и плотность смазочного материала;

И.1 и Ьг - длины щели щелевого и контактного уплотнений; 1 - передаточное отношение тягового редуктора локомотива;

V - скорость движения локомотива;

Ок — средний диаметр колесной пары локомотива.

Решение системы (8) осуществляется методом последовательных приближений (рис. 15), поскольку перепады давления смазочного материала АР/ и ЛР2 в щелевом и контактном уплотнениях являются величинами не постоянными, зависящими от их геометрических размеров, а их сумма равна общему перепаду давления между внутренней полостью редуктора и атмосферой

-AR

0,02

0,015

0,01

МПа

О

л'год

О

0,4

0,2

а

О 0,005 0,01 МПа

АР,---

Утечка смазочного

0,02

Рис. 15. Утечка смазочного материала через комбинированное (контактно-щелевое) уплотнение в зависимости от соотношения перепадов давления на каждом из них

Исходя из предположения, что расчеты выполняются для размеров контактного и щелевог о уплотнений реальной конструкция кожуха тягового редуктора тепловоза и общий перепад давления между внутренней полостью и атмосферой Ар равен 0,02 МГТа, следует, что в щелевом уплотнении давление смазочного материала удается снизить на 20 - 30 %, а утечки смазочного материала через такое комбинированное уплотнение практически возможно свести к нулю (табл. 3).

Таблица 3 Утечка масла через комбинированное уплотнение, в зависимости от характеристик уплотняющих элементов, м'/ч (л/год)

Вязкость, V, сСт Зазор в контактном уплотнении, мкм Размер щели в щелевом уплотнении к, , мм

0,05 0,1 0,2

19 2,5 (К,=1>25) 0,52-1О"9 (0,025) 0,61 ТО"9 (0,03) 0,97-10"9 (0,05)

5,0 0^2,5) 2,01-10'* (0,105) 4,58'10'9 (0,23) 5,202-10"9 10,27)

6,3 №.=3,2) 2,60 МО"9 (0,13) 7,41-10'9 (0,38) 9,88-10"4 (0,505)

Для проверки состоятельности предложенного конструктивного решения уплотнения вала был проведен эксперимент по исследованию утечки жидкого смазочного материала через статическое щелевое уплотнение (рис. 16). Результаты испытаний показывают незначительное отклонение величин утечек смазочного материала, полученных теоретическим (расчетным) и экспериментальным методами, и подтверждают справедливость предположения о минимизации утечки в зоне выходных участков валов редуктора.

Рис. 16. График утечки масла (а) через испытуемое щелевое уплотнение (б)

На основании теоретических и экспериментальных исследований была разработана конструкция торцового комбинированного уплотнения выходного конца вала ТЭД локомотива, обладающая элементами новизны (рис. 17), которая позволяет практически полностью исключить утечку смазочного материала из тягового редуктора со стороны выходного конца вала без износа последнего.

В пятой главе дана оценка экономической эффективности внедрения новых конструктивных решений, которая достигается за счет уменьшения числа сходов локомотивов с линии и снижения затрат, связанных с неплановым ремонтом элементов тягового редуктора.

Годовой экономический эффект от улучшения показателей работоспособности тягового редуктора составляет более 1 млн руб. на эксплуатационный парк из 100 тепловозов, а срок окупаемости предложенных новых технических решений - 4,12 года.

В заключении сформулированы основные результаты и выводы по диссертационной работе.

В приложениях к диссертации представлены копии документов, подтверждающих практическую реализацию результатов работы.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Предложена методология улучшения показателей работоспособности тягового редуктора тепловоза, включающая в себя совокупность конструктивных методов, направленных на разработку и исследование зубчатой передачи с адаптивными свойствами, конического прессового соединения с повышенной несущей способностью, эффективного герметизирующего устройства выходного конца вала.

2. Разработана физическая модель высоконагруженной зубчатой передачи с кольцевыми прорезями на зубчатом венце одного из колес. Результаты исследований методом конечных элементов показали, что за счет введения кольцевых прорезей во всех конструктивных вариантах их исполнения уменьшается жесткость зубьев в среднем сечении, что благоприятно влияет на процесс пересопряжения зубьев колес и, в результате, способствует повышению несущей способности высоконагруженной зубчатой передачи.

Рис. 17. Комбинированное уплотнение выходного конца вала тягового редуктора тепловоза: 1 — щелевое;2 - контактное

3. Развит принцип соединений с натягом с дискретной поверхностью в контакте. Путем выполнения углублений в охватывающей детали и внедрения в эти углубления материала охватываемой детали за счет упругого деформирования и переформирования контактирующих поверхностей повышена несущая способность конического соединения и его эксплуатационная надежность.

4. Разработана методика определения расхода жидкого смазочного материала через комбинированное контактно-щелевое уплотнение выходного конца вала. Предложено конструктивное решение торцового комбинированного уплотнения выходного конца вала ТЭД, обеспечивающее решение проблемы герметизации редуктора локомотива.

5. Результаты теоретических и экспериментальных исследований, полученные на специально созданном стендовом оборудовании, подтвердили правильность комплексного решения проблемы улучшения эксплуатационных характеристик тягового редуктора тепловоза конструктивными методами: контактная прочность зубчатого зацепления при критических углах перекоса осей колес повышена в 2,5 - 3 раза, несущая способность прессового конического соединения «вал - шестерня» увеличена более чем на 15 %, герметизирующая способность новой конструкции комбинированного уплотнения снижает утечку масла из корпуса тягового редуктора в несколько раз.

Основные положения диссертации опубликованы в работах:

1. Свидетельство на полезную модель № 9309 РФ, МКИ 6 в 01 М 13/02. Установка для испытаний зубьев зубчатых колес на жесткость и выносливость /А. В. Бородин, Т. В. В е л ь г о д с к а я. Бюл. № 2-99.

2. Свидетельство на полезную модель № 9279 РФ, МКИ 6 Б 16 Н 55/14. Зубчатая передача/ А. В. Б о р о д и н, Т. В. В е л ь г о д с к а я, И. Л. Р я з а н ц е в а Бюл. № 2-99.

3. Свидетельство на полезную модель № 9632 РФ, МКИ 6 1-' 16 В 4/00. Коническое соединение с гарантированным натягом / А. В. Б о р о д и н, Г. В. Вельгодская, В. М. Волков. Бюл. № 4-99.

4. Б о р о д и н А. В. Устранение кромочного контакта в зубчатом зацеплении тягового редуктора локомотива / А. В.Бородин, Т. В. Вельгодская, И. Л. Р я з а н ц е в а // Динамика систем, механизмов и машин: Труды III меж-дунар. науч.-техн. конф. / Омский гос. техн. ун-т. Омск, 1999. С. 47 - 49.

5. Б о р о д и и А. В. Влияние кольцевых прорезей на податливость зубьев высоконагруженных передач / А. В. Б о р о д и н, Т. В. В е л ь год екая, И. Л. Р я з а н ц е в а // Техника машиностроения. 2001. № 2. С. 78 - 82.

6. Вельгодская Т. В. Придание свойств адаптивности активным поверхностям зубьев в прямозубой цилиндрической передаче / Т. В. Вельгод -екая // Транссиб-2002: Труды науч.-техн. конф. / Сибирский гос. ун-т путей сообщения. Новосибирск, 2002. С. 199-201.

7. Информационный листок. Прессовое соединение колес с осью колесной пары с повышенной нагрузочной способностью / А. В. Б о р о д и н, Т. В. Вельгодская. ЦНТИ. Омск, 2003. № 22.4 с.

8.Вельгодская Т. В. Улучшение показателей работоспособности тяговых редукторов локомотивов / Т. В. Вельгодская // Молодежь Сибири - науке России: Материалы межрегион, науч.-практ. конф. / Сибирский ин-т бизнеса, управления и психологии. Красноярск, 2003. Ч. 2. С. 94 — 99.

9.Velgodskaya T. V. Increase of impact loads to axle bearings of locomotives / T. V. V e 1 g о d s k а у a, C. N. К i m, D. V. T a r u t a // Modern technique and technologies: Edition 10th Jubilee International Scientific and Practical Conference of Students, Post-graduates and Young Scientifists / Tomsk, 2004. P. 62 - 64.

10. Б о p о д и н A. В. Улучшение условий работы высоконагруженных механических узлов колесно-моторного блока локомотива / А. В. Б о р о д и н, Т. В.Вельгодская, Д. В. Тарута// Ресурсосберегающие технологии на железнодорожном транспорте: Материалы всерос. науч.-техн. конф. с меж-дунар. участием / Сибирский ин-т бизнеса, управления и психологии. Красноярск, 2005. С. 465-468.

11.Вельгодская Т. В. Герметизация выходных валов устройств с жидкой смазкой / Т. В. Вельгодская, А. С. Гребенников, А. Н. Крыло в // Современные техника и технологии: Труды XII междунар. науч.-практ. конф. студентов, аспирантов и молодых ученых / Томский политехи, ун-т. Томск, 2006. Т.1. С. 194 - 196.

Типография ОмГУПСа, 2007. Тираж 100 зкз. Заказ 220. 644046, г. Омск, пр. Маркса, 35.

Введение.

1. Анализ технического состояния тяговых редукторов колесно-моторных блоков локомотивов.

1.1. Статистические данные по отказам локомотивов связанных с выходом из строя тяговых редукторов.

1.2. Существующие конструкции тяговых редукторов локомотивов и условия их работы.

1.2.1. Особенности тяговых редукторов электровозов.

1.2.2. Особенности тяговых редукторов тепловозов.

1.2.3. Применяемые смазочные материалы и смазывание тяговых зубчатых передач.

1.2.4. Условия работы тяговых редукторов локомотивов.

1.3. Анализ основных неисправностей тягового привода и перспективы его развития.

1.3.1. Основные неисправности тягового привода и их анализ.

1.3.2. Эксплуатационные отказы редукторов тепловозов.

1.3.3. Перспективы развития тягового привода.

1.4. Определение цели и постановка задачи исследования.

1.5. Математическая модель «Экипаж - тяговый привод - путь» и использование ее для исследований динамической нагружености тягового привода тепловозов.

1.6. Теоретические основы подобия, и применение я-теоремы для экспериментального исследования элементов тягового привода.

2. Исследование зубчатой передачи с адаптивными свойствами.

2.1. Снижение контактных давлений на поверхностях зубьев.

2.2. Моделирование адаптивной зубчатой передачи.

2.3. Экспериментальные исследования жесткости передачи.

2.3.1. Исследование в статическом режиме.

2.3.2. Испытания в динамическом режиме.

2.4. Новое конструктивное решение прямозубой зубчатой передачи с адаптивными свойствами тягового редуктора тепловоза.

2.5. Выводы.

3. Повышение несущей способности конического соединения с натягом.

3.1. Приемы, обеспечивающие повышение несущей способности соединений с натягом.

3.2. Расчет конического соединения с дискретной посадочной поверхностью.

3.2.1. Расчет контактного давления в гладком коническом соединении.

3.2.2. Расчет контактного давления в соединении с дискретным стыком.

3.2.3. Оценка несущей способности деформационной волны.

3.3. Экспериментальная оценка нагрузочной способности конического соединения с натягом, с дискретной поверхностью в контакте.

3.4. Способы создания макронеровностей, увеличивающие прочность соединений с натягом.

3.4.1. Способ получения макронеровностей в виде лунок.

3.4.2. Способ получения макронеровностей в виде непрерывных углублений.

3.5. Новое техническое решение соединений шестерни тягового редуктора с хвостовиком вала тягового электродвигателя, повышенной несущей способности.

3.6. Выводы.

4. Герметизация тягового редуктора.

4.1. Конструкция кожуха тягового редуктора тепловоза.Ш

4.2. Анализ применяемых герметизирующих устройств.

4.2.1. Контактное уплотнение.

4.2.2. Щелевое уплотнение.

4.2.2.1 .Течение жидкости в узких (капиллярных) щелях.

4.2.2.2. Течение через щель с подвижной стенкой.

4.2.3. Торцовое уплотнение.

4.2.3.1. Гидростатический подшипник.

4.3. Расчет утечек смазочного материала из кожуха редуктора.

4.3.1 Контактное уплотнение.

4.3.2. Щелевое уплотнение.

4.4. Испытание щелевого уплотнения.

4.5. Новое конструктивное решение уплотнения кожуха тягового редуктора тепловоза.

5. Технико-экономическая эффективность внедрения новых технических решений, направленных на улучшение показателей работоспособности тягового редуктора тепловоза

На электровозах и тепловозах отечественной постройки преимущественное распространение получил индивидуальный привод на каждую колесную пару с обязательным применением зубчатых колес, т.к. для тяги используются электродвигатели, вращение якоря которых можно передать непосредственно на колесную пару.

Групповой привод, передающий вращающий момент от одного тягового двигателя одновременно на две или три колесные пары, существенно упрощает электрическую схему локомотива, повышает использование сцепного веса, но из-за сложности конструкции широкого распространения на магистральных железных дорогах не получил.

Все электровозы и почти все тепловозы, используемые на магистральных участках отечественных дорог, имеют индивидуальный тяговый привод, размещаемый на колесной паре. Размеры и, следовательно, наибольшая мощность его ограничиваются шириной колеи, диаметром колес и габаритом верхнего строения пути.

Зубчатая передача, являющаяся обязательным элементом тягового привода современных локомотивов с электродвигателями, обеспечивает работу тягового двигателя в режиме наиболее экономичной частоты вращения, сохраняя благоприятные условия для осмотра, смены и ремонта передачи.

Тяговые зубчатые колеса и шестерни являются теми элементами конструкции локомотивов, работоспособность которых надо повышать. Продолжительность исправной работы тягового редуктора в редких случаях превышает 1,5 млн. км пробега вместо 2,5 млн. км, необходимых по условию равнопрочности всех элементов колесной пары до капитального ремонта.

По данным анализа технического состояния электровозного парка по сети железных дорог России на протяжении последних лет (1997 - 2005 гг.), на зубчатые передачи приходится 10 - 13 % порч из общего количества порч механического оборудования, а неплановые ремонты, вызванные выходом из строя тяговых редукторов, составляют свыше 9% общего количества неплановых ремонтов электровозов.

Износостойкость зубчатых передач пассажирских локомотивов выше, чем у грузовых. Из статистических данных известно, что тепловозные зубчатые колеса и шестерни с односторонней прямозубой зубчатой передачей изнашиваются примерно в 2 раза быстрее электровозных.

Для смены тяговых зубчатых колес в редукторах ремонтные заводы ОАО «РЖД» и локомотивные депо ежегодно расходуют десятки тысяч тонн легированной стали, и сотни миллионов рублей.

Наметившийся в последнее время стабильный рост объема перевозок и, как следствие, повышение масс и скоростей движения поездов требуют конструктивного совершенствования тягового редуктора, для повышения показателей работоспособности локомотивов и, естественного, роста безопасности движения поездов.

Анализ условий работы и причин выхода из строя механического оборудования позволяют выделить три основных направления работ по совершенствованию тягового редуктора локомотива. Во-первых, это работы по разработке и исследованию зубчатой передачи с адаптивными свойствами. Во-вторых, создание конического соединения шестерня-вал тягового двигателя с повышенной несущей способностью. И, в-третьих, разработка герметизирующего устройства выходного конца вала, исключающего утечки жидкостного смазочного материала.

Целью работы является улучшение показателей работоспособности тягового редуктора тепловоза конструктивными методами.

Основные результаты и выводы

В диссертационной работе поставлена и решена задача по улучшению эксплуатационных характеристик тягового редуктора тепловоза конструктивными методами.

В результате анализа состояния вопроса, проведенных теоретических исследований, внедрения уточненной методики расчета и технических решений на предприятиях железнодорожного транспорта получены следующие научные и практические результаты.

1. Предложена методология улучшения показателей работоспособности тягового редуктора тепловоза, включающая в себя совокупность конструктивных методов, направленных на разработку и исследование зубчатой передачи с адаптивными свойствами, конического прессового соединения с повышенной несущей способностью, эффективного герметизирующего устройства выходного конца вала.

2. Разработана физическая модель высоконагруженной зубчатой передачи с кольцевыми прорезями на зубчатом венце одного из колес. Результаты исследований методом конечных элементов показали, что за счет введения кольцевых прорезей во всех конструктивных вариантах их исполнения уменьшается жесткость зубьев в среднем сечении, что благоприятно влияет на процесс пересопряжения зубьев колес и, в результате, способствует повышению несущей способности высоконагруженной зубчатой передачи.

3. Развит принцип соединений с натягом с дискретной поверхностью в контакте. Путем выполнения углублений в охватывающей детали и внедрения в эти углубления материала охватываемой детали за счет упругого деформирования и переформирования контактирующих поверхностей повышена несущая способность конического соединения и его эксплуатационная надежность.

4. Разработана методика определения расхода жидкого смазочного материала через комбинированное контактно-щелевое уплотнение выходного конца вала. Предложено конструктивное решение торцового комбинированного уплотнения выходного конца вала ТЭД, обеспечивающее решение проблемы герметизации редуктора локомотива.

5. Результаты теоретических и экспериментальных исследований, полученные на специально созданном стендовом оборудовании, подтвердили правильность комплексного решения проблемы улучшения эксплуатационных характеристик тягового редуктора тепловоза конструктивными методами: контактная прочность зубчатого зацепления при критических углах перекоса осей колес повышена в 2,5 - 3 раза, несущая способность прессового конического соединения вал - шестерня увеличена более чем на 15%, герме» тизирующая способность новой конструкции комбинированного уплотнения снижает утечки масла из корпуса тягового редуктора в несколько раз.

7. Результаты исследований внедрены в производство (в Центре внедрения новой техники и технологий «Транспорт» МПС РФ и локомотивных депо Западно-Сибирской и Красноярской железных дорог).

8. Годовой экономический эффект от улучшения показателей работоспособности тягового редуктора тепловоза составляет более 1 млн. руб. на эксплуатационный парк из 100 локомотивов. А срок окупаемости предложенных новых технических решений составляет 4,12 года.

1. Конструкция и динамика тепловозов. Под ред. Иванова В.Н. М., 1974. 336 с.

2. Повышение надежности экипажной части тепловозов Под ред. Добрынина JI.K. М., Транспорт, 1984. 248 с.

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

4. Механическая часть тягового подвижного состава: Учебник для ВУЗов ж.д. транспорта / И.В. Бирюков, А.Н. Савоськин, Г.П. Бурчак и др. Под ред. И.В. Бирюкова. М., Транспорт, 1992. 440 с.

5. Магистральные электровозы: Общие характеристики. Механическая часть. М., Машиностроение, 1991. 224 с.

6. Тепловозы: Основы теории и конструирования. Учебник для техникумов. В.Д. Кузьмич, И.П. Бородулин, Э.А. Пахомов и др. М., 1991. 352 с.

7. В.К. Калинин. Электровозы и электропоезда. М., Транспорт, 1991.344 с.

8. Конструкция, расчет и проектирование локомотивов / Под ред. Ка-маева A.A. М., Машиностроение, 1981. 351 с.

9. Типаж перспективного подвижного состава // Локомотив. 2002. №8. С. 5-7.

10. Типаж перспективного подвижного состава // Локомотив. 2002. №9. С. 10-11.

11. B.C. Косов. Оздоровление эксплуатационного парка магистральных тепловозов // Железнодорожный транспорт. 2002. № 11. С. 23 27.

12. В.А. Лысак, B.C. Авраменко. Вибронагруженность магнитных систем тяговых электродвигателей // В сб.: Прочность и динамика узлов тепловозов и путевых машин. Труды ВНИТИ. Вып. 73. Коломна, 1991. С. 70 75.

13. Заммерфельд Н. Роликоподшипники фирмы СКФ в тепловозах и электровозах: Информация фирмы SKF. Швайнфурт (ФРГ), Б. г. 35 е., ил.

14. Рахматуллин М.Д. Ремонт тепловозов. М., Транспорт, 1977. 271 с.

15. Анализ технического состояния электровозного парка по сети железных дорог России за 2000 год. М., Трансиздат, 2001. 78 с.

16. Анализ технического состояния тепловозов и дизельного подвижного состава федерального железнодорожного транспорта России за 1998 год. М., Трансиздат, 1999. 64 с.

17. Калихович В.Н. Тяговые приводы локомотивов: Устройство, обслуживание, ремонт. М., Транспорт, 1983. 111 с.

18. Ветров Ю.Н., Приставко М.В. Конструкция тягового подвижного состава. Учебник для техникумов ж.д. тр-та. / Под ред. Ветрова Ю.Н. М., Желдориздат, 2000. 316 с.

19. Медель В.Б. Подвижной состав электрических железных дорог. -М.: Транспорт, 1974. 232 с.

20. Меркурьев Г.Д., Елисеев JI.C. Смазочные материалы на железнодорожном транспорте. Справочник. М. Транспорт. 1985. 255 с.

21. Р.З. Касымов, А.И. Чумоватов. Особенности технического обслуживания моторно-осевых подшипников / Локомотив 2002, № 5. С. 24 25.

22. О применении пластичных смазок в моторно-осевых подшипниках / Б.З. Акбашев, А.И. Германов и др. / Вестник ВНИИЖТ. М., 1984. №5. С. 27-30.

23. Исследование надежности, износа и динамики зубчатой тяговой передачи грузовых магистральных тепловозов / Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. Старченко В.Н. Днепропетровск, 1977.

24. B.C. Авраменко. Условия работы и нагруженность подшипников качения в опорном узле тягового электродвигателя тепловоза // В сб.: Прочность и динамика узлов тепловозов и путевых машин. Труды ВНИТИ. Вып. 73. Коломна, 1991. С. 95 102.

25. Правила ТО и TP тепловозов типа ТЭЗ и ТЭ10. М., Транспорт, 1988.256 с.

26. A.A. Пойда, Н.М. Хуторянский, В.Е. Кононов. Тепловозы. Механическое оборудование. Устройство и ремонт. М. Транспорт. 1988. 320 с.

27. B.C. Авраменко, С.М. Королев, В.А. Лысак. Влияние износа тяговой передачи на динамику колесно-моторного блока // В сб.: Исследование узлов и агрегатов тепловозов Труды ВНИТИ. Вып. 52. Коломна, 1980. С. 63-68.

28. А.И. Беляев, В.А Кондратов, Л.И. Родова. Опорно-рамный тяговый привод // В сб.: Исследование узлов и агрегатов тепловозов. Труды ВНИТИ. Вып. 52. Коломна, 1980. С. 69-73.

29. Камаев В А. Оптимизация параметров ходовых частей железнодорожного подвижного состава М.: Машиностроение, 1980. 215 с.

30. Михальченко Г.С. Динамика ходовой части перспективных локомотивов. М.: МАМИ, 1982. 100 с.

31. Ушкалов В.Ф., Резников Л. М., Иккол В. С. и др. Математическое моделирование колебаний рельсовых транспортных средств / Под ред. В. Ф. Уш-калова. Киев: Наук, думка, 1989. 240 с.

32. Вериго М. Ф., Коган А. Я. Взаимодействие пути и подвижного состава / Под ред. М.Ф. Вериго. М.: Транспорт, 1986. 559 с.

33. Кузнецов A.B., Мещеряков В.Б. Динамическое взаимодействие колеса и рельса. Тезисы доклада на научно-техн. конф. «Проблемы железнодорожного транспорта и транспортного строительства Сибири» Новосибирск, СГУПС, 1997. С. 105-106.

34. Шахунянц Г.М. Расчеты верхнего строения пути. М: Трансжел-дориздат, 1959.-264с.

35. Пахомов М.П., Буйнова Н.П., Галиев И.И. Оценка уровня импульсного воздействия рельсовых стыков на колесо локомотива // В.кн.: Взаимодействие подвижного состава и пути и динамика локомотивов. Науч. труды ОмИИТа Т.128. Вып.1,1971. С. 9-16.

36. Евстратов A.C. Экипажные части тепловозов. М.: Машиностроение, 1987. 136 с.

37. Кондрашов В.М. Единые принципы исследования динамики железнодорожных экипажей в теории и эксперименте- М.: Интекст, 2001. 190 с

38. Айрапетов Э.Л. О расчетной оценке контактных разрушений на зубьях зубчатых колес // Вестник машиностроения, 1999. № 8. С. 3 20.

39. Новик Ф.С., Арсов Я.Б. Оптимизация процессов технологии металлов методами планирования экспериментов. М. Машиностроение; София: Техника, 1980.304 с.

40. Спиридонов A.A., Васильев Н.Г. Планирование эксперимент при исследовании и оптимизации процессов. Учебное пособие. Изд. УПИ им. С.М. Кирова. Свердловск, 1975. 140 с.

41. Спиридонов A.A., Васильев Н.Г. Планирование эксперимент. Учебное пособие. Изд. УПИ им. С.М. Кирова. Свердловск, 1975. 152 с.

42. Свидетельство на полезную модель № 9309, РФ, МКИ 6 G 01 М 13/02. Установка для испытаний зубьев зубчатых колес на жесткость и выносливость. A.B. Бородин, Т.В. Вельгодская. Бюл. № 2-99.

43. Свидетельство на полезную модель № 9279, РФ, МКИ 6 F 16 Н 55/14. Зубчатая передача. A.B. Бородин, Т.В. Вельгодская, И.Л. Рязанцева. Бюл. № 2-99.

44. Андреев Г.Я., Кушаков В.И., Черникова И.Е. Влияние технологии сборки на качество неподвижных соединений деталей из разнородных материалов //Вестник машиностроения. 1974. № 10. С. 57-60.

45. Зенкин A.C. Технологические основы сборки соединений с натягом. М, 1982.48 с.

46. Гречищев Е.С., Ильяшенко A.A. Соединения с натягом. М, 1981.240 с.

47. Бобровников Г.А., Зенкин A.C. Расчет натягов для соединений, осуществляемых при низких температурах //Вестник машиностроения. 1971. № 4. С. 55-57.

48. Зенкин A.C. Использование низких температур при сборке соединений с натягом. //Вестник машиностроения. 1991. № 8. С. 55-57.

49. Добровенский Ю.М., Манохин В.А. Повышение прочности соединений с натягом термообработкой посадочных поверхностей. //Вестник машиностроения. 1978. № 6. С. 20-21.

50. Бобровников Г.А. Прочность посадок, осуществляемых с применением холода. М., 1971. 95 с.

51. Корона А.Б. Расчет сопряжений с натягом с учетом метода обработки посадочных поверхностей и их чистоты //Станки и инструменты. 1950. № 9. С. 22-24.

52. Корона А.Б. Взаимосвязь чистоты поверхности, точности и посадок //Вестник машиностроения. 1953. № 9. С.34—42.

53. Зобнин Н.П. Механическая обработка деталей колесных пар. М., 1956. 239 с.

54. Влияние шероховатости посадочных поверхностей на надежность сочленения бандаж-обод /Исаев И.П., Горский A.B., Воробьев A.A. и др. // Вестник ВНИИЖТ. 1991. № 1. С. 27-29.

55. Бобровников Г.А., Максакова E.H. Перспективы совершенствования технологии формирования колесных пар // Вопросы транспортного машиностроения: Сб. науч. тр., вып.4 / Брянск. 1975. С. 57-83.

56. Головатый А.Т., Проскуряков С.И. Технологическая обработка поверхностей и прочность соединения с натягом // Вестник машиностроения. 1972. №4. С. 31-33.

57. Проскуряков С.И. Как повысить надежность колесных пар // Железнодорожный транспорт. 1991. № 1. С. 51-52.

58. Берникер Е.И. Посадки с натягом в машиностроении. М., 1966.166 с.

59. Проскуряков С.И. Прессовые соединения. Технология изготовления и ремонт. Барнаул, 1977. 112 с.

60. Уотерхауз Р.Б. Фреттинг-коррозия. JL, 1976 272 с.

61. Махутов H.A., Фирсов ВТ. Фреттинг-усталость прессовых соединений//Вестник машиностроения. 1991.№ 1.С 13-15.

62. Красный В.А., Гинзбург Б.М., Булатов В.П. и др. Разработка методов защиты от фреттинг-коррозии высоконагруженных соединений дизелей //Двигателестроение. 1991. № 10-11. С. 60-62.

63. Шнейдер Ю.Г. Эксплуатационные свойства деталей с регулярным микрорельефом. JL, 1982. 248 с.

64. Повышение несущей способности деталей машин поверхностным упрочнением /Л.А. Хворостухин и др. М., 1988. 144 с.

65. ГОСТ 24773-81. Поверхности с регулярным микрорельефом. Классификация, параметры и характеристики.

66. Шнейдер Ю.Г., Забродин В.А. Прочность неподвижных соединений деталей с регулярным микрорельефом //Вестник машиностроения. 1976. № 6. С. 41-42.

67. Волков В.М. Повышение надежности неподвижных соединений в узлах тепловозов //Повышение качества функционирования тепловозов вэксплуатации: Межвуз. темат. сб. науч. тр. /Омский ин-т инж. ж.-д. транспорта. Омск, 1991. С. 58-60.

68. Пути увеличения прочности соединения бандажа с колесным центром /Волхов В.М., Ковалев В.А, Омская гос. акад. путей сообщения 1995 Деп. в ЦНИИТЭИ МПС 27.02.95, N 5973.

69. A.c. 1775318 СССР, МКИ B60B3/03. Колесо рельсового транспортного средства /В.М. Волков, ЮЛ. Кузьмин, В.А. Четвергов, Ю.Г. Шнейдер // Открытия. Изобретения. 1992. № 42. С. 40.

70. Рыжов Э.В. Контактная жесткость деталей машины. М., 1966. 326 с.

71. Папшев Д.Д., Тютиков Г.Ф., Машков А.Н. Зависимость прочности соединений с натягом от методов обработки сопрягаемых деталей //Вестник машиностроения. 1981. № 10. С. 16-17.

72. Бобровников Г.А. Влияние гальванических покрытий на прочность прессовых посадок//Вестник машиностроения. 1963. № 12. С.32-36.

73. Балацкий Л.Т. Прочность прессовых соединений. Киев. 1982. 180 с.

74. Виноградов О.Г. Статическая прочность прессовых соединений с гальваническими покрытиями //Вестник машиностроения. 1966. № 3. С. 23-25.

75. Белецкий В.В., Осинская Л.В., Николаев В.А. Влияние гальванических покрытий на прочность соединений с натягом, создаваемым индукционной закалкой //Вестник машиностроения. 1984. № 7. С. 57.

76. Зенкин A.C., Арпентьев Б.М. Сборка неподвижных соединений термическими методами. М, 1987. 128 с.

77. Лукашевич Г.И. Прочность прессовых соединений с гальваническими покрытиями. Киев, 1961. 61 с.

78. Упрочнение поверхностей деталей комбинированными способами / А.Г. Бойцов и др. М, 1991. 144 с.

79. Крагельский И.В. Трение и износ. М., 1978. 480 с.

80. Бородин A.B. Соединение с натягом повышенной несущей способности для узлов подвижного состава // Исследование процессов взаимодействия объектов железнодорожного транспорта с окружающей средой. Омск: ОмГУПС, 1995.-С. 21-25.

81. Бородин A.B., Волков В.М. Анализ причин, влияющих на несущую способность прессовых соединений в узлах подвижного состава. ЦИИНТЭИ МПС, № 3 (315). Омск: ОмГАПС, 1998. 52 с.

82. Бородин A.B., Волков В.М., Рязанцева И.Л. Упруго-статическая модель прессового соединения с дискретной поверхностью контакта. Динамика систем механизмов и машин: Тез. докл. II Международной науч.-техн. конф. Омск, ОмГТУ, 1997.С.29.

83. Бородин A.B., Волков В.М., Рязанцева И.Л. Моделирование напряженно-деформированного состояния деталей в плоском стыке применительно к узлам экипажной части тепловозов. ЦНИИТЭИ МПС, № 3 (303). Омск: ОмГАПС 1998.-39с.

84. Бородин A.B., Волков В.М., Рязанцева И.Л. Новые принципы построения соединений с натягом // Железнодорожный транспорт Сибири: проблемы и перспективы: Тезисы докл. Межвузовской научн.-техн. конф. -Омск: ОмГУПС, 1998.-С.77-78.

85. Бородин A.B., Волков В.М., Рязанцева И.Л. Основы расчета прессовых соединений с дискретной поверхностью в контакте для узлов подвижного состава. ВИНИТИ, № 6 (318). Омск, ОмГУПС, 1998. 52 с.

86. Бородин A.B., Рязанцева И.Л. Несущая способность прессового соединения с криволинейными канавками в стыке // Вестник машиностроения. 2000. № 5. С. 3-7.

87. Бородин A.B., Рязанцева И.Л. Высокопрочное соединение бандаж-колесный центр / Исследование и разработки ресурсосберегающих технологий на железнодорожном транспорте: Межвузовский сб. науч. тр. с международным участием. Самара, СамИИТ. 2001. С.39 42.

88. Бородин A.B., Рязанцева И.Л. Особенности проектирования прессовых соединений железодорожного транспорта. / Повышение эффективности работы железнодорожного транспорта Сибири и Дальнего Востока. Владивосток, ДВГУПС.С. 16-17.

89. Бородин A.B., Рязанцева И.Л. Проектирование цилиндрических соединений с натягом с учетом конструктивных особенностей контактирующих поверхностей. Омск, ОмГУПС. 2001. 136 с.

90. Бородин A.B., Рязанцева И.Л. Методика расчета несущей способности соединений бандаж-колесный центр с учетом конструктивных особенностей деталей соединения. Омск, ОмГУПС. 2001. 46 с.

91. Бородин A.B., Рязанцева И.Л., Волков В.М. Моделирование цилиндрического прессового соединения с дискретной поверхностью в контакте // Вестник ВНИИЖТ. 1999. № 6. С. 29-34.

92. Бородин A.B., Рязанцева И.Л., Волков В.М. Определение высоты упругой волны в прессовом соединении с дискретным стыком. // Вестник машиностроения. 1999. №3. С. 28-29.

93. Рязанцева И.Л. Определение контактного давления в прессовом соединении с дискретным стыком. //Анализ и синтез механических систем. Сб. науч. трудов. Омск, ОмГТУ. 1998. С.119 123.

94. Рязанцева И.Л., Бородин A.B. Физическая модель прессового соединения с дискретной поверхностью контакта. // Анализ и синтез механических систем. Сб науч. трудов. Омск, ОмГТУ. 1998. С. 115 -119.

95. Рязанцева И.Л., Бородин A.B. Обобщенная модель расчета высоты упругой деформационной волны в прессовом соединении. Прикладные задачи механики. Сб. науч. трудов // Под ред. В.В. Евстифеева. Омск: ОмГТУ. 1999. С. 163 -166.

96. Рязанцева И.Л., Бородин A.B. Увеличение несущей способности соединения бандаж-колесный центр / Анализ и синтез механических систем: Сб. науч. трудов. Омск, ОмГТУ. 2001. С. 9 -13.

97. Т.М. Башта. Машиностроительная гидравлика. М. Машиностроение. 1971.672 с.

98. Свидетельство на полезную модель № 6592, РФ, МКИ 6 F 16 J 15/32. Уплотнение вала. Бородин A.B., Козельский В.А. Бюл. №5-98.

99. Макаров Г.М. Уплотнительные устройства М., «Машиностроение», 1965.

100. Проблемы современной уплотнительной техники. Пер. с англ. М. «Мир», 1967.

101. Струйная пневмогидроавтоматика. Пер. с англ. М., «Мир», 1966.

102. Уплотнения. Сборник статей, пер. с англ. М., «Машиностроение», 1964.

103. Фезандье А. П. Гидравлические механизмы. М., Оборонгиз., 1960.

104. Хатгон Р. Н. Жидкости для гидравлических систем. М., «Химия», 1965.

105. Юфин А. П. Гидравлика, гидравлические машины и гидроприводы. М., «Высшая школа», 1965.

106. Царев P.M., Шишков А. Д. Экономика промышленных предприятий транспорта. М., Транспорт, 1997. 254 с.

107. Экономика железнодорожного транспорта / Под ред. В.А. Дмитриева. М., Транспорт, 1996. 328 с.

108. Волков Б.А. Экономическая эффективность инвестиций на железнодорожном транспорте в условиях рынка. М., Транспорт, 1996. 191 с.

109. Организация, нормирование и оплата труда на железнодорожном транспорте / Под ред. Ю.Д. Петрова, М.В. Белкина. М., Транспорт, 1998.264 с.

110. Методические рекомендации по оценке экономической эффективности мероприятий научно-технического прогресса на железнодорожном транспорте. М., Транспорт, 1991. 239 с.

111. Методические рекомендации по оценке эффективности инвестиций на железнодорожном транспорте. М., Транспорт, 1997. 52 с.

112. Балабонов И.Т. Анализ и планирование финансов хозяйствующего субъекта. М., Финансы и статистика, 1998. 112 с.

113. Номенклатура эксплуатационных расходов по основной деятельности железных дорог Российской Федерации // МПС. Департамент финансов. М., 1998. 147 с.