автореферат диссертации по транспорту, 05.22.07, диссертация на тему:Повышение сопротивления усталости многоэлементных узлов тепловозов типа центробежное вентиляторное колесо

МИНИСТЕРСТВО ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ СССР МОСКОВСКИЙ ОРДЕНА ЛЕНИНА И ОРДЕНА ТРУДОВОГО КРАСНОГО * ЗНАМЕНИ ИНСТИТУТ ИНЖЕНЕРОВ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ТРАНСПОРТА ИМЕНИ Ф.Э.ДЗЕРЛШСКОГО

На правах рукописи

ПЕРЕЯСЛАВЕЦ ЛЕОНИД АБРАМОВИЧ

УДК 629.424.3.ОСН.5:539.434

ПОВЫШЕНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ УСТАЛОСТИ ШОГОЭЛЕМЕНТНЫХ УЗЛОВ ТЕПЛОВОЗОВ ТИПА ЦЕНТРОБЕЖНОЕ ВЕНТИЛЯТОРНОЕ КОЛЕСО

05.22.07 - Подвижной состав железных дорог я тяга поездов

Авторвфе р а т диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Логкк- 5,

Москва - 1989 ^/{Л '^1""^'^

4 4л?

Работа выполнена на производственном объединении "Брянский машиностроительный завод" им. В.И.Ленина

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Н.Н.Овечников,

доктор технических наук В.Б.Цкипу ришвили

доктор технических наук Б.Н.Ушаков

Ведущее предприятие:

Производственное объединение "Ворошиловградтепловоз"

Зашита состоится "_"_ 1989 года в_час,_м.

на заседании специализированного совета ДП4.05.05. при Московском институте инженеров железнодорожного транспорта по адресу: 101475, ГСП, Москва,А-55,ул. Образцова, д. 15.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке института.

Автореферат разослан "_"_1989 года

Отзыв на автореферат, заверенный печатью, просил направлять по адресу.совета института.

Учений, секретарь специализированного совета

Н.М.Луков

. СВДАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. В принятых ХХУП съездил КПСС основных направлениях экономического и социального развития СССР перед железнодорожным транспортом поставлена задача повысить пропускную и провозную способность железных дорог. В этой связи одним из наиболее актуальных являетс^ требование по созданню конструкций, обеспечиваниях длительный безремонтный пробег подвижного состава. Важное значение приобретают исследования по повышении сопротивления усталости локомотивных узлов, вопросы оценка статистических распределений их пределов выносливости, анализ случайных нагрузок, действующих на исследуемые объекты, выбор критериев для определения наилучших вариантов, обеспечивающих безремонтную эксплуатацию.

Эти вопросы применительно к многоэлементншл узлам локомотивов нуздаются в специальном исследовании, так как накопилось немало проблем по повышению их сопротивления усталости.На тепловозах, дизель-поездах, энерговагонах имели место разрушения тают узлов, как центробежные вентиляторные колеса для охлакденпя тяговых электродвигателей, осевые вентиляторы холодильных камер, зубчатые колеса тяговых редукторов. Кглдкй аз этих узлов содерот.т несколько одинаковых элементовг лопаток, лопастей, зубзев. Из-за сложности конструкции усталостные испытания таких узлов могут быть проведены

на небольшом числе экземпляров и связаны со значительными затратами, особенно еслд исследуется несколько вариантов. Но имеется возможность провести исследования и дать оценку выносливости всей многозлемент-ной конструкции по испытаниям её элементов, Однако при »том должно быть учтено, что сопротивление усталости многоэлементных узлов зависит не только от усталостной прочности элементов, но и от их взаимодействия между собой. Поэтому обычно невозможно определить выносливость всей конструкции по результатам испытаний отдельно взятых элементов. Должны быть разработаны методы моделирования конструкций, включающие вопросы оценки статиотических параметров выносливости. Кроме того, нагружение много элементных узлов не локомотивах в эксплуатационных условиях чаще воего является случайным и зависит не только от режимов работы, но и от варианта конструктивного исполнения. Поэтому необходимо разработать методы оценки эквивалентной нагрузка по параметрам случайного процесса яагругшния, чтобы уао во время испытаний проводить объективный а оперативный анализ каздого варианта.

Решение изложенных задач исследования несущей* способности и эксплуатационной нагрукендости много-алементнщ: узлов локомотивов позволит разработать конкретные конструктивные и технологические мероприятия по повышению их сопротивления усталости.

Цель тойоты; разработать для многоэлементннх ■узлов локомотивов методы исследования сопротивления усталости, которые позволяли бы на основе статистического анализа выносливости и нагруженности элементов осуществлять объективный выбор конструкций, обеспечи-вавдих длительный безремонтный пробег.

Общая методика исследования. В работе все полученные теоретические соотношения и зависимости подвергаются экспериментальной проверке, со статистической оценкой достоверности результатов.

Для ускоренного определения предела выносливости используется метод экстраполяции по обобщенной кривой усталости, а для оценки точности получаемых характеристик сопротивления усталости - метод статистических испытаний.

Критерием достоверности результатов при переходе от модели к конструкции принимается совпадение теоретических и экспериментальных значений пределов выносливости, а также аналогичность распределения напряжений и усталостных разрушений элементов. Для исследования распределения напряжений на моделях и конструкциях применяются наряду с друга,¡п методами хрупкие лаковые покрытия,для повышения чувствительности которых используется быстрое охлаждение или малоцикловое нагруяение.

Критерием усталостного разрушения при испытаниях на резонансных режимах принимается падение частота

- о -

собственных колебаний модели и конструкции на 2 Iii, что соответствует появлению макротреашн на элементах. Испытания осуществляются на колесах и конструктивные моделях, укомплектованных из элементов, подбираемых случайным образом по методике Вейбулла. Вероятное количество дефектных лопаток в колесе определяется на основе теоретических исследований Д. Райса и ©.Вира о распределении разностей двух последовательных экстремальных значений случайного процесса.

Теоретические основы разработанного метода опенки параметров распределения пределов выносливости многоэлемантных конструкций базируются на модели последовательной системы, нагрузка между компонентами которой распределена неравномерно.

Определение эквивалентных нагрузок основывается на линейной теории суммирования повреждаемости, формулах распределения ординат максимумов случайного процесса С.Райса и рекуррентных соотношениях моментов нормального распределения. С целью получения сравнимых результатов случайный характер процесса нагрудения вариантов определяется при испытаниях их на одной и той же машине, то есть при одних и тех ко уровнях и характере возмущений.

Наилучший вариант выявляется путем сравнения фактических и необходимых коэффициентов запаса, которые подсчитываготся на основе статистических данных

о распределении предела выносливости и случайных . нагрузок с учетом широкополосности промесса нагру-жения.

Научная новизна работы. Теоретически и экспериментально исследованы особенности опенки выносливости многоэлементных узлов локомотивов и методы объективного выбора наилучших вариантов на стадии разработки и испытаний конструкций.

■Предложены и на ряде узлов тепловозов апробированы принципы создания конструктивных моделей, на которых могут быть в полном объема проведены усталостные и динамические испытания и учтены все факторы, влиявшие на сопротивление усталости.

Разработан метод определения на конструктивных моделях параметров статистического распределения предела выносливости конструкции, которая рассматривается как последовательная система с неравномерно распределенной нагрузкой по элементам.

На примере центробежных и осевых вентиляторных колес и их конструктивных моделей доказана эффективность использования обобщенной кривой при сравнительных-ускоренных испытаниях вариантов. Выявлена всзгжж-ность на этой основе осушестзлять многофакторный анализ сопротивления усталости конструкции.

Разработан метод сравнения сопротивления усталости вариантов по кривой выносливости в относительных

напряжениях, параметры которой получены по результатам испытаний одного из вариантов на ограниченном числе образцов.

Получены зависимости для опенки вероятного количества дефектных лопаток в центробежном колеса и доказано, что разрушаются главным образом эти лопатки. Установлено, что исследование сопротивления усталости центробежных колес должно осуществляться только с учетом вероятности появления дефектных лопаток.

Разработан метод определения эквивалентной нагрузки, позволяющий оперативно давать количественную оценку влияния случайного процесса нагружения на сопротивление усталости исследуемых вариантов и осущвств- ; лять объективный выбор наилучшего из них.

• Установлены характерные формы резонансных колебаний исследуемых многоэлементных узлов, выявлено влияние жесткости, собственных частот элементов, демпфирования колебаний, определены способы снижения эксплуатационных нагрузок центробежных и осевых вентиляторов на локомотивах.

Практическое значение работы. Разработана на основе комплексного исследования конструкция нового, защищенного авторскими свидетельствами, центробежного колеса с наборным насушим диском и бандажом, снижают ая сборочные напряжения и обеспечивающая длительную безремонтную эксплуатацию.

Исследованы и внедрены в производство конструк-пии осевых вентиляторных колес, позволившие устранить разрушения на отечественных тепловозах и передвижных . дизельных электростанциях (энерговагонах).

На основе разработанной методики исследований на конструктивных моделях и метода анализа их результатов стало возможным проводить сравнение нескольких вариантов и получать статистические характеристика сопротивления усталости многоэлементных конструкций на стадии проектирования.и выбора оптимального варианта. Появилась возможность осуществлять планирование эксперимента и многофакторный анализ сопротивления усталости таких конструкций, выявлять наиболее значимые факторы.

Применительно к исследованным вариантам центробежных вентиляторных колес получены важные для расчета параметры статистического распределения пределов выносливости. Методика оказалась эффективной и при анала-зо вариантов аналогичных многозлементных конструкций подвижного состава: осевых вентиляторных колес, шестерен тягового редуктора а т.п. Так, для осевых вентиляторов получены уравнения в относительных напряжениях, по которым ускоренными методами определены пределы выносливости и их статистические-распределения практически всех вентиляторов, изготавливаемых для тепловозов, энерговагонов, дизель-поездовь

На основе метода сравнения вариантов по кривой выносливости в относительных напряжениях выбраны радиусы перехода к отбуртовкам и технология изготовления лопаток центробежных колес. Установлены размеры литых воротников и диаметры демпфирующих отверстий в лопастях осевых вентиляторов. Наилучшие из рассмот- . ренных вариантов внедрены в производство.

На основе многофакторного анализа для центробежных колес установлены наиболее значимые факторы, сни-яашие сопротивление усталости. Использование разработанных методов позволяет осуществить аналогичные исследования значимости факторов других сложных конструкций, например, карданных валов, зубчатых колес, электронагревателей, антивибраторов и т.п.

■ Метод анализа случайного процесса нагружения вариантов конструкции во время испытаний их в натурных условиях позволяет оперативно давать оценку исследуемых мероприятий по совершенствованию конструкции, вносить изменения и дополнения непосредственно пра испытаниях, На практике это существенно сокращает процесо доводки конструкции и анализ результатов. Получена соотношения для определения эквивалентных нагрузок в зависимости от параметров широкополосноети, показателя кривой выносливости и максимальных амплитуд нагруяения. Соотношения использованы для определения фактического коэффициента запаса испытанных вариантов центробежных

и осевых вентиляторных колес. Составлена тасйша этих соотношений, которая значительно упрощает анализ. Таблица охватывает наиболее часто встречавшиеся на практике процессы случайного нагружекия многоэлементных конструкций.

Внедрение разработанной в диссертации а защищенной авторским свидетельством оригинальной методики исследования хрупкими покрытиями с применением мало-пиклового нагруженяя позволяет определять напряженное состояние сложных конструкций. Значительно расширяются возможности исследований при действии реальных статических а динамических нагрузок, существенно ускоряется и упрощается проведение испытаний. Это подтверждено практикой исследований не только многоэлементных узлов локомотивов, ко и таких конструкций, как стяжные яшики, главные рамы, карданные валы и т.п.

Реализация работы. Настоящая работа проведена на ПО Брянский машиностроительный завод, поэтому она тесно увязана с теми задачами, которые были поставлены перед объединением по планам новой техники Мантяшаша и Министерством путей сообщения.

■ Для центробежных вентиляторных колес основной проблемой являлись высокие сборочные напряжения а динамические нагрузки от крутильных колебаний колеса а изгибных колебаний лопаток. Была разработана, исследована и внедрена конструкция нового колеса, которая снизила

сборочные напряжения, устранила штабные колебания лопаток и уменьшила за счет демпфирования в наборной диске крутильные колебашш колеса. ПКБ ЦТ по материалам и чертежам ПО БШ ¡¡или разработаны чертежи для замены статных колес при комплеслой модернизации тепловозов типа ТЗЗ и ТЭЮ. Серийный выпуск колес о наборным несушам диском и бандажом для этих тепловозов оо-воен в МПС на Ишимском механическом заводе и в ряде депо. Установлены они также на тепловозах типа ТЭМ5Р ТЭМ6. Экономический эффект от внедрения новых вентиляторных колес составляет более миллиона рублей в год»

Для осевых вентиляторных колес основной проблемой являлись значительные резонансные колебания лопастей и высокие концентрации напряжений в зоне электрозаклвпок. Била предложена, испытана и внедрена в серийное производство на Брянском машиностроительном заводе конструкция с литым воротником аесткоста, которая позволила вывести собственную частоту колебаний лопастей за зону частот наибольших возмущений, снизить кониентрашио напряжений в сварном соединении, устранить колебания ластов лопасти. Колеса виздрвт на тепловозах тала ТЭЮ, 1.Б2, энарговагонах П36. Новая конструкция во много раз повысила длительную безремонтную эксплуатацию осевых вентиляторных колес. Практически срок слунбы вентиляторного колеса теперь равен сроку службы теплоюза шш энерговагона.

Разработана и принята к внедрению на дизел!-поездах ДР-1 конструкция вентиляторных колес с повышенным демпфированием колебаний лопастей, позволяющая снизить амплитуды резонансных колебаний в 3...8 раз.

Результаты проведенных исследований использованы при разработке ОСТ 24.140.08 "Колеса вентиляторные главных холодильников тепловозов. Обпше технические условия".

Апробация работы. Отдельные разделы диссертации были доложены и одобрены на:

- межотраслевой научно-технической конференции специалистов заводов/ научно-исследовательских и учебных железнодорожных институтов "Основные направления

и задача научно-исследовательских работ по обеспечению прочности и динамических качеств перспективных тепловозов", г.Коломна, 1977 год (доклад опубликован в трудах ЕНИТИ),

- второй Всесоюзной научно-технической конференции "Создание и техническое обслуживание локомотивов большой мощности", г.Ворошиловград, 1985 год (доклад опубликован в тезисах конференции),

- научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава ЕИТМ с 1969 по 1989 годы (часть докладов опубликована в трудах БИТЫ),

- сетевом совеаашга. МПС в депо Сарепта и Аткарск Приволжской железной 1880 год,

- семинаре кафедры "Электрическая тяга" МИИТа, 1987 год,

- семинаре ШТО машиностроителей "Повышаю надежности и прочное та маииностроительных конструкций" Брянского областного управления, 1989 год.

Публикации. Основные научные и практические результаты работы изложены в 23 статьях и авторских свидетельствах, опубликованных в журналах "Вестник машиностроения", "Проблемы прочности", "Вестник ШИЖГ", -грудах ЕШГО5, БИТМ, бюллетенях об изобретениях.

Структура и объем работа. Диссертавая состоит, из введения, шести глав, заключения, списка использованной литературы, приложения.

Ео введении изложена актуальность е особенности исследования сопроишоюш усталости многос-лз^огиянх узлов локомотивов»

Каздая глава посвящена решешш определенной задачи. Ока содерлшт: подробный анализ литературы по данной проблема, теоретическое рошзнве задачи и обоснование предлагаемого метода, его экспериментальную проверь на центробежных вентиляторных колесах, статистическую оценку точности разработанного метода,, выводы.

В приложение включен полный расчет экономического эффекта от внедрения центробежных колес, приведены результаты испытаний, таблицы и графики.

Материал диссертации изложен на 2?9 страницах машинописного текста, содержит 76 таблиц, 103 рисунка. Список использованной литературы насчитывает 181 наименование .

На защиту выносятся:

I. Метод определения на конструктивных моделях параметров статистического распределения предела выносливости конструкции, являшейся многокомпонентной последовательной системой с неравномерно распределенной нагрузкой по компонентам. Защищается и принцип создания конструктивных моделей для усталостных и динамических испытаний многоэлементных узлов локомотивов.

2» Метод определения эквивалентной нагрузка 5га узлы подвижного состава, позвалящий оперативно давать количественную опенку влияния случайного процесса нагруження на сопротивление усталости исследуемых вариантов и осуществлять объективный выбор наилучшего из них.

3. Метод сравнения сопротивления усталости вариантов по кривой выносливости'в относительных напряжениях, параметры которой получены по результатам испытаний одного из вариантов на о:гранкчеяном числе образцов.

4. Конструкция нового центробежного колеса с наборным несущим диском и бандажом, обеспечивающая длительную безремонтную эксплуатацию вентилятора и эхоно-шчесхий эффект более миллиона рублей в год.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Первая глава посвящена формулировке задач, науч-иой и практической направленности диссертации.

Для того, чтобы учесть особенности и разработать-методы повышения сопротивления усталости ыногоэлемант-ных узлов локомотивов, необходимо использовать достаточно представительные по объело' испытания. Это позволит обосновать и обобщить методы, проверить их достоверность а точность.

. Одним из наибольших по объеду было проведенное нами исследование центробежных вентиляторных колес тепловозов. Решалась задача повышения сопротивления усталости в комплексе: от разработки методов исследования до создания, эксплуатационной проверка и внедрения надежной конструкции. Исследовано несколько вариантов и типоразмеров вентиляторных колес на представительных по объему партиях, проведены динамические и эксплуатационные испытания их на тепловозах тала ТЭЗ, ТЭЮ, ТЭМ5, ТЭШ и др. Поэтому было признано целесообразным, опираясь на решение этой конкретной и актуальной для тепловозостроения задачи, изложить и проанализировать разработанные метода повышения сопротивления

усталости, а результаты других» проведенных нами исследований аналогичных многоэлементных узлов, например, осевых вентиляторных колес, шестерен тягового редуктора, привлекать для иллюстрации универсальности разработанных методов.

В локомотивостроении охладдение тяговых электродвигателей, главных генераторов, электрических аппаратов часто осуществляется с помощью центробежных вентиляторных колес барабанного типа'. Учитывая условия работы, применяются колеса из легких и прочных материалов. Дюралтаик авыэ лопатка цилиндрической формы приклепываются своими- отбуртовками к несущему стальному и дюралшиновому позывному дискам (рис. I).

При сборке вследствие неплоскостности привалочннх доне,

вархностей отбуртовок лопатка располагаются "перпендикулярно к плоскости несущего диска-. Для приклепывания к покрывному диску ах необходимо деформировать. Кроме того, ■ деформации лопаток вызывается а неравной (вследствие рассеяния) длиной рядом расположенных лопаток. От этих деформаций сборочные напряжения могут достигать 170-250 Ша.

Особенностью сборочных напряжений является случайный характер их появления а неравномерное распределение по лопаткам колэса5

Центробежное колесо- один из наиболее повреждаемых узлов. Его межремонтный пробег на тепловозах ТЗЗ,

2ТЭЮЛ очень невелик, в среднем,на более 120 тыс.кидо-метроЗг Вопросам, прочности центробежных компр&ссорннх машин посвяшенк работы Раара Г.А,, Пухлж Колесникова U.E., Пфлейдерера К. и др. В них рассматривается главным образом статическая прочность вентиляторных колес. Б тепловозостроении динамическая прочность цензробежных колес не теряет своей актуальности с начала эксплуатации тепловозов ТЭЗ, 2ТЭ10Л, №32. Известны работы Штейнвольфа Л.И., Деуля Я.И., Бо&ко А.Е. Бербера ё.Г., Нечаева Г.И., Ляшенко A.A., Соколова Ю.Н., Миончинского В.А. и др., в которых рассмотрены вопросы опенки напряженного состояния, собственных частот колебаний колес, их сопротивления усталости и т.п.

Анализ этих работ показал, что для повышения сопротивления усталости многоэлемантных узлов типа центробежных колес и для объективного выбора наилучшего варианта конструкции необходимо проводить исследования в вероятностном аспекте с учетом случайного характера несушей способности и эксплуатационной нахружекности. Такие исследования долины осуществляться ускоренными методами с использованием конструктивных моделей и с оценкой по ним статистических распределений пределов выносливости всей конструкции, долины быть разработаны катоды оперативного определения эквивалентной нагрузки при случайном процессе ка1ружешщ каждого из исследуе-!.:кх вариантов.

Во второй главе на основе испытаний больших партий лопаток центробежных вентиляторных колес проведен объективный анализ ускоренных методов определения пределов выносливости. Цель анализа - подобрать или разработать и экспериментально проверить на точность и достоверность метод, который позволял бы: проводить многовариантные исследования при ограниченном числе образцов; получать на основе таких исследований параметры статистических распределений пределов выносливости; использовать метод для материалов с невыраженным пределом выносливости.

Усталостные испытания наиболее представительной партии лопаток осуществлялись на сема уровнях по 15 лопаток на уровень. Установила, что в диапазоне вероятностей разрушения ОД...0,9 распределение логарифма долговечности мояно считать нормальным без учета порога чувствительности по циклам и использовать уравнение кривой выносливости Бейбулла э виде

ад"* (I)

На основе статистического иоделирозанай результатов испытаний лопаток выявили, что для поставленных целей наиболее подходит метод, назовем его кетояом Степнова М.Н., до которому для определения арвдела выносливости используется обобщенная кривая з относительных напряжениях. Однако, чтобы воспользоваться эти« методом для исследования деталей со слояным надряяеннда

состоянием, необходимо в каждом случав получать свою обобщенную 1фивую выносливости, а для этого требуется испытать большое количество деталей. Когда же количество деталей ограничено а необходимо провести сравнительные испытания нескольких вариантов, тс целесообразно использовать метод, основанный на следующей закономерности, выявленной в настоящем исследовании.

Если до испытаниям одного из вариантов получить параметры уравнения выносливости в относительных напряжениях

6-1-В/)/'* (2)

где 5= б/&ч •

и по уравнению (2) определить значения пределов выносливости остальных вариантов, то соотношение пределов выносливости остается практически одинаковым независимо от того, по иаяоыу варианту получены параметры уравнения (2).

Чтобы убедиться в достоверности этого,' мы использовали статистическое моделирование результатов испытаний лопаток. Построили по семидесяти выборкам кривые выносливости в относительных напряжениях. Подсчитали по ним для долговечностей 2.10^.. ЛО^ циклов соотно-пения пределов выносливости. Среднеквадратическое отклонение этих соотношений от подсчитанных по генеральной совокупности составляло 3-11? независимо от масштаба выборки. Был проведен анализ, каким теоретически должно быть соотношение параметров кривых выносливости в

относительных напряжениях» чтобы подсчитанное по яим соотношение пределов выносливости оставалось одинаковым, и каким оказалось это соотношение параметров при статистическом моделировании. Была получена зависимость и выявлены небольшие среднеквадратическиа отклонения опытных значений от подсчитанных по эггой зависимости.

На основе разработанного метода проведено сравнение орех вариантов лопаток центробежных колес, выбраны и внедрены в производство лопатки, с увеличенным радиусом перехода к отбуртовке и улучшенной технологией.

Изложенный метод пригоден для предварительного а ка-? лиза вариантов при сравнительных испытаниях, когда нас интересуют не сама значения пределов выносливости, а их соотношения. Для более детального исследования должны быть определены статистические характеристики сопротивления усталости: средние значения и средне-квадратичесхие отклонения предела выносливости. Предлагается использовать для этого кривую выносливости в относительных напряжениях, построенную по результатам испытаний достаточно представительной партии одного.из вариантов конструкции. При этом, как показал анализ, относительные напряжения могут быть выражены через предел выносливости, соответствующий неограниченному числу циклов (см.уравнение 2).

Использование кривой выносливости в относительных напряжениях позволяет: определять предел выносливости

для каздого испытанного объекта, сравнивать результаты испытаний на разных уровнях, определять статистические характеристики сопротивления усталости. Нами экспериментально установлено, что эти характеристики могут быть с удовлетворительной точностью определены по 7...10 объектам каздого'варианта. Предпочтительно испытания проводить на средних уровнях нагружекия, ограничиваясь 2-3 уровнями.

Третья глава посвящена вопросам моделирования сопротивления усталости многоэлементных конструкций. Известны методы моделирования сопротивления усталости на образцах, основанные на статистических представлениях (работы Ваганова Р.Д., Когаева В.II., Почтенного Е.К. Коновалова Л.Р., Вавдышева В.П. и др.). Однако эти методы неприемлемы для многоэлементных узлов типа вентиляторное колесо главнш образом потому, что необходимо воспроизвести на модели случайное неоднородное нагруже-нае элементов и действительные динамические нагрузки в них. Например, на лопатках центробежных колес - случайные сборочные напряжения и динамические напряжения от стесненного кручения при колебаниях дисков; на лопастях осевых вентиляторов - распределение сварочных напряжений и динамические напряжения от колебаний листов лопасти, на шестернях тяговых редукторов - случайное наг-руяение, соответствующее пробуксовке, и неравномерное распределение нагрузки вдоль зуба.

Поэтому необходимо разработать иной подход к вопросам моделирования сопротивления усталости конструкций, состоящих из одинаковых элементов со случайным неоднородным нагруженном. Эти конструкции всегда можно разделить на такое количество частей, чтобы каждая из них сохраняла прочностные свойства всей конструкция с учетом технологии изготовления, сборочных и сварочных напряжений, случайного характера их распределения и т.п. и чтобы её можно было подвергнуть такому же динамическому нагружениго, как и конструкцию в целом. На тйких, включающих необходимое число элементов частях конструкции, назовем их конструктивными моделями, можно осуществлять исследования сопротивления усталости многоэлементной конструкции. Размеры и форма конструктивной модели в каждом конкретном случае выбирается на основе исследований.

Конструктивной моделью осевых вентиляторных колес может быть лопасть с сектором барабана (рис ,2а). Исследования показали, что сектор должен быть вырезан из целого колеса для сохранения остаточных напряжений сварной конструкции. На такой модели з стендовых условиях можно осуществлять реальные динамические нагрукешя лопасти, соответствующие резонансным колебаниям её при вращении колеса в холодильной камере.

Конструктивной моделью центробежного колеса может быть пакет из нескольких лопаток. При крутильных

Рис.1. Варианты центробежных вентиляторных колес: а - серийный; б - с набодаыы несущш дискоа и бавдазш

центробежного.(б) вентиляторах колес

колебаниях колес относительное смещение дисков по дуге XX (рис,2б) определяет деформации лопаток. Аналогичные деформации лопаток в пакете будут при относительном смещении планок по оси XX. Для того, чтобы пакет колебался по оси XX, а не по оси нацмены:»й жесткости было разработано специальное устрой-

ство в звде направляющих струнок. Используя метод хрущах покрытий в сочеташш с тензсметрированиэм установгла, что зрещины покрытия на лопатках колеса п пакета со струнками распределены одинаково и отличается от пакета без отрунок. Совпадают и уровни напряжений; их распределения в пакете из пяти и боло© лопаток становятся стабильными. Сборочные напряжения на лопатках такого пакета и колеса одинаковы при одних и тэх хэ уровнях дефекта. Таким образом, на пакетах из пяти лопаток можно исследовать сопротивление усталости колес с учетом факторов, влиящнх на выносливость конструкции.

Из црааэдещшх примерев видно, что под конструктивной .моделью понимается наименьшая часть многоэле-кзнгной конструкции, которая сохраняет особенности напряженного состояния элемента, реальную динамику его кагруженкя в конструкции и критерии разрушения при усталостных испытаниях.

Метод исследования сопротивления усталости на конструктивных моделях позволяет существенно сокраг-тить объем работ по испытаниям сложных конструкций и

и сочетании с изложенным во второй главе метолом ускоренных усталостных испытаний осуществить многовариантные исследования и выявить наиболее значимые факторы, снижающие сопротивление усталости.

В четвертой главе рассмотрены проблемы практического использования изложенных методов для многофакторного регрессионного анализа конструкций, состоящих из нескольких одинаковых элементов. Показана эффективность такого анализа при исследовании влияния нескольких факторов на сопротивление усталости центробежных вентиляторных колес.

Несмотря на невысокие динамические напряжения на лопатках, вызванные крутильными колебаниями колеса, в эксплуатации наблюдаются усталостные разрушения. Объясняются эти разрушения высокими сборочными напряжениями, существенно снижающими пределы выносливости лопаток.

Высокие сборочные напряжения при изготовлении могут быть вызваны четырьмя факторами: разницей по длине рядом расположенных лопаток Х^ , нэпарпендику-лнрностью плоскости отбуртовки к образующей лопатки

, правым и левым перекосами отбуртовок^з и . На основе обмера больших партий лопаток были установлены пределы изменений каждого фактора.

Задача анализа заключалась в следующем. Имея четыре независимые переменные и

зыбрав в качества отклика предел выносливости колеса <3'од , найти уравнение регрессии между этими величинами и установить значимые факторы.

Исследование осуществлялось на конструктивных моделях (пакетах)'Вентиляторного колеса типа ТЭЮ. По испытаниям партш-1 пакетов с минимальными величн-нэ.ми £¡,...„00^ получили уравнение кривой выносливости в относительных напряжениях£

^N-5/8-0,8(6-0 ' (з)

Провели усталостные испытания большой партии пакетов, лопатки в которые комплектовались таким образом, чтобы охватить всю область изменений перечисленных факторов. Используя уравнение (3), для каждого испытан-* ного пакета определили предел выносливости: по долговечности до разрушения /I/ нашли относительное напряжение 6 и по нему предел выносливости боу-б/б ,где 6 - амплитуда напряжений при испытаниях. По этим данным было определено о помощью ЭВМ уравнение регрессии между откликом бод и четырьмя факторами Хс . Выявлены два значимых' фактора - разнила по длине рядом расположенных лопаток Х{ и перекос отбуртовок Х3 . Количеств венная опенка влияния их на предел выносливости представлена зависимостью

б = 0,695-0,105 X, ~ 0,169 (4)

Как видим, при превышении некоторого уровня значений I, и Х3 снижение предала выносливости дефектных лопаток может быть значительным»

В условиях производства трудно осуществить тщательную проверку каждой лопатки и селективную комплектацию их на колесе. Неизбежно появление дефектных лопаток. Было выяснено, какое они имеют значение в сопротивлении усталости колес. Для этого, во-первых, установили теоретически и подтвердили экспериментально путем обмера большой партии лопаток вероятное количество дефектных лопаток в колесе. Оказалось: практически не бывает колес без дефектных лопаток, наиболее вероятное их количество в колесе 4...7. Во-вторых, исследовали, действительно ли разрушаются дефектные лопатки в колесе. Для этого провели испытания партии серийных колес, где знали точное расположение дефест-1шх лопаток, и партии опытных колес, на которых были устранены сборочные напряжения. Выявили, что на серийных колесах усталостные разрушения вызваны дефектами, на опытных - не связаны с ними. Поэтому исследование сопротивления "усталости колес и их конструктивных ыо-делей'должно осуществляться только о учетом вероятности появления дефектных лопаток.

Для повышения предела выносливости колес необходимо уменьшать влияние перекосов отбуртовок а неравной длины лопаток. Было получено, что этого можно достигнуть увеличением податливости несущего диска. Наиболее

технологичным оказался наборный диск (рис.1), увеличив ажий не только податливость (и тем самым снижающий сборочные напряжения от деформации лопчток), но а повышающий демпфирование колебаний. Как будет показано ниже, эта конструкция обеспечила повышение сопротивления усталости, устранила разрушения колос в эксплуатации.

' Пятая глава посвяиэна разработке метода определения параметров статистического распределения предела выносливости конструкций по результатам испытаний их конструктивных моделей.

Определение параметров статистического распределения предела выносливости коне тру кшш является важным этапом исследования сопротивления усталости. Был разработан метод оценки этих параметров по определенным образом организованным'испытаниям конструктивных моделей,,

Рассматриваемые многоэлементные узлы могут быть отнесены к зависимым последовательным системам, содержащим одинаковые компоненты. Усталостное разрушение слабейшей компоненты определяет предельное состояние всей системы. В центробежном колесо слабейшими являются дефектные лопатки, на которых сборочные напряжения 6т з некотором диапазоне 6, бг сушественно снижают предельную амплитуду -напряжений

<аау= £Г-, - у

(5)

>т

где 61/ - предел выносливости лопаток при симметричном викла нагружения, У коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

В отличие от работ Д.Ллойда, М.Липова и Д.Н.Решетова, А.С.Иванова, где рассматриваются после-дователыша системы со случайно распределенной нагрузкой по экземплярам системы,вентиляторное колесо следует рассматривать как систему со случайным распределением нагрузки по компонентам системы.

Законы распределения сборочных

напряжений бт на лопатках колеса и пакета различаются.

Учитывая статистические данные по распределению перекооов отбуртовок и длин лопаток, можно принять, что на вентиляторных колесах сборочные напряжения распределены нормально со средним значением й0 и среднеквадратическим отклонением 5(6п) . На наиболее . нагруженных, дефектных, лопатках случайные значения бт

распределены в диапазоне [б^б^] по закону усеченного нормального распределения с функцией Р(6)< < бп^бл) , плотностью р/(бт) , средним М(бщ) и дисперсией

. Индексами К и П будем обоз- • начать величины, относящиеся к колесу и пакету. Зная значение функции Р(') , равное вероятному количеству дефектных лопаток в партии, можно представить пределы опасных сборочных напряжений в долях сраднаквадрати-ческого отклонения:

= + 6т) (6)

На пакетах оборотное напряжение 6,п в том яе диапазоне [<5"<,бл] является величиной, которая может быть подобрана при планировании эксперимента по закону равномерной плотности рг {(5т) со средит и дисперсией О(бгп).

Предел выносливости лопатки б-/ (см.(5) определяется и для колеса, а для пакета комплексом технологических а конструктивных факторов, которые относятся непосредственно к изготовлению лопатки» Обычно предел выносливости <э~1 распределен по нормальному закону

с функцией Р(б^) , плотностью р(б-/), средним

_ г

значением й( и дисперсией о( . Плоткос.ть распреде- ' ления минимальных значений этого закона можно выразить ззначимостью Рп((<эч) = П [1-Р(в.,)]П''р(6-,) (7)

где П - число компонент последовательной системы .попавших в диапазон высоких сборочных напряжений .

Среднее значение и дисперсия распределения (7) \ определяются зависимостями

где коэффициенты и Л находятся по таблицам в зависимости от П. . Дня колеса Г1 разно вероятное количеству дефектных лопаток. Пакет имеет одну лопатку о планируемым уровнем дефекта, поэтому для него $7= О, Ж »

Статистическое распределение амплитуды .бод (5) определяется композицией законов: для колеса

гц(б-/) (9)

для пакета

Учитывая, что сборочные напряжения и пределы выносливости лопаток являются независимыми случайными величинами, по (5), (9) и (10) после преобразований получаем формулы для оценки парамагров распределения предельной амплитуды колеса по результатам испытаний пакета:

М(ба"а)-Г1 ((>%) + Ш>

Л(6у ) - Л4 5/+ (12)

- 5?\/[ ^(¿у О4/'*] (13)

где С Е, £ находятся по значениям t^ и i¿.

Величина дисперсии предела выносливости лопаток

с*

0, определяется по результатам испытаний пакетов на одном детерминированном уровне сборочных напряжений, когда

ъ!=д(бо3) <14)

Изложенный метод оценки статистических параметров был проверен на центробежных вентиляторных колесах тепловозов ТЭЗ и ТЭЮ. Ниже сопоставлены теоретические и экспериментальные распределения предельных амплитуд по результатам испытания партии колес и пакетов ТЭЗ.

Лопатка для коде с комплектовались с использованием таблиц случайных чисел. Комплектование лопаток для пакетов планировалось. В кавдом пакете средняя лопатка подбиралась о определенным уровнем дефекта. Пакеты бши распределены в две группы, В первую входили пакеты о минимальным уровнем дефекта. Во второй группе уровень дефекта лопаток равномерно распределялся в диапазоне: по перекосу отбуртовок 0,2...0,7 мм, по разнице длин лопаток 0,4...0,7 мм.

По результатам испытаний первой группы были определены параметры уравнения (2) и по нему нашли значение дисперсия предела выносливости лопаток.- По результатам испытаний пакетов второй группы были подсчитаны (табл.3, вторая колонка): средняя предельная амплитуда, средне-квадратпческое отклонение я их доверительные интервалы. По этим данным о учетом статистических данных о Р(б) < < @1к<@,г)=Д/£ определены по (11)413) параметры распределения предела выносливости вентиляторных колео (третья колонка в табл.), которые сопоставлены с резуль-1 гагами (четвертая колонка) испытаний партии колес ТЭЗ. Вез значения параметров в таблица даны в мм.

Таблица I

Параметр . Пакеты. Колеса. Колеса.

Опытные Расчетные Опытные

значения ! значения значения

Средн.значен. 0,53 0,532 0,58

95$ доверит.

интервал 0,50...0,56« 0,49...0,57 0,51...0,65

С.к.о. 0,05 0,074 0,071

'95$ доверит.

интервал 0.04...0,08 0,05...0,14 0,04...0,16 .........

Как видим, цо разработанному методу может быть

дана достаточно надежная оценка параметров распределения предела выносливости конструкции: средние значения оказываются насколько заниженными, что идет в запас прочности, а величины среднекпадратических отклонений хорошо согласуются с действительными.

В шестой главе изложен метод сравнительного исследования сопротивления усталости вариантов конструкции. Показано на примере центробежных в осевых вентиляторных колес, что от конструктивного исполнения ыногоэле-ментных узлов зависит на только их несущая способность, но и эксплуатационная нагруженность. Было исследовано около двадцати вариантов центробежных вентиляторных колес на пяти типах тепловозов с механическим цриводоы вспомогательных механизмов. Установлено, что для центробежных колес характерны три вида колебаний:

низкочастотные с частотой колебаний системы привода; среднечастотные - с собственной частотой крутильных колебаний колеса; высокочастотные с собственной частотой колебаний лопаток.

Низкочастотные колебания носят импульсный характер, вызванный перекладкой зазоров в зубьях и карданных валах привода. Были получены теоретически и провэ-раны экспериментально зависимости, по которым можно определять влияние демпфирирования и жесткости колес на низкочастотные колебания.

Среднечастотные колебания вентиляторных колес проявляются во всем диапазоне оборотов и вызываются импульсными возмущениями в приводе. Рассматривая колесо как систему из несущего и покрывного дисков, связанную безвнорционным упругим валом, к которой приложен периодический импульс, получили, что при целой кратности частот возмущающих импульсов СО и собственных колебаний р амплитуры системы будут максимальными, а при половинной кратности Г-р/ь) = 0,5; 1,5... - ыаия-кальшми. Экспериментально подтверждено, что амплитуды срвдкечастотных колебаний колеса с изменением оборотов возрастают не монотонно, а периодически, достигая зкст-р~?лальнщс значений при определенных величинах Г .

Нзяряшюя на лопатках колеса при срзднвчастотных галв-еанпях умэньшазотся с увеличением демпфирования и собственных частот р . Экстремальна« значения анялят^д

проявляются в узком диапазона частот вращения колеса, поэтому в натурных условиях, учитывая нестабильность оборотов и возмущающих импульсов, напряжения на лопатках являются случайными величинами.

Высокочастотные колебания лопаток вызываются технологической неточностью изготовления зубчатых колес в приводе и особенно опасны для систем, у которых зубовая частота совпадает с частотой собственных колебаний лопаток. Используя функции Крылова, было полу- ■ чено уравнение, которое позволяет определять в зависимости от жесткости заделки и размеров лопатка её собственную частоту колебаний. С помощью этого уравнения даны рекомендации по отстройке от> зубовых частот, доказана целесообразность применения проволочного натяжного бандажа, охватывающего посредине лопатки колеса. Например, для вентиляторных колес тепловоза ТЭ10 зубцовая частота в приводе должна быть не выше 560 Гц. Проволочный бандаж. снижает амплитуды высокочастотных напряжений о 16 до 1,5 МПа.

Исследования динамики вентиляторных колес и их привода на нескольких типах тепловозов позволили установить случайный характер эксплуатационных нагрузок и параметры их статистических распределений. На каждой частоте вращения вентиляторного колеса процесо нагружения определяется рядом факторов: нестабильностью возмущающих импульсов при перекладке зазоров в приводе,

нелинейностью системы, периодическим характером изменения амплитуд м т.п. Каждый из этих факторов незначительно влияет на характер процесса, поэтому, как правило, на кавдой частоте вращения случайный процесс динамического нагрузсения является нормально стационарны!,■1 а эргодичным, может бить узкололосным или широкополосным. Учитывая приближенность любой схематизации, приняли как идущую в запас прочности схематизацию по методу тксимумов и определяли распределение ординат максимумов по формула С.Райса с коэффициентами широко-полосности от 0 до I. Были рассмотрены и другие распределения: по закону равномерной плотности, с постоянной амплитудой.

На каждой частоте вращения и)^ с плотностью распределения амплитуд (/г) можно выделить наибольшую из ординат максимумов X^ . Зависимость Х(сО) максимальных значений Xj от случайной последовательности частот вращения является функцией случайной.

Как показала проверка по критерию Колмогорова, ¡а всн-1 таляторных колесах, распределение ординат максимумов центрированной функции Х(сО) является нормальным с

Для случайных процессов натружения, аналогичных сложенным для центробежных вентиляторных колес, в диссертации разработан метод определения эквивалентных нагрузок.

На стадии исследования нескольких вариантов в принятия решения непосредственно в процессе испытаний представляет практический интерес разработка объективного и оперативного метода оценка эквивалентной нагрузка. Для того, чтобы выявить при одинаковом внешнем воздействии характерный для каждого варианта случайный процесс нагружения, предлагается осуществлять на одной и той же машине натурные испытания всех вариантов, "прогоняя" их на всех режимах работы динамической системы и осцилографируя яа каждом режима случайный процесс нагружения £4 (¿).

Эквивалентную нагрузку на каждой частоте с*^ диапазона рабочих частот вращения [сОя/л, сОт«] можно определить на основании линейной теории суммирования повревдаегости

Лу <

где = - число циклов воздействия эквива-

" с

лентной нагрузки, равное накопленному числу циклов. На частоте значения имеет; плотность распределения /¡(Ь) , ТО есть (Ь). Если представить ординаты максимумов в долях от наибольшего значения Х^ • = , хда 1 , то выражение (15) примет вид

У? к) (16)

Аналогично можно определить эквивалентную нагрузку А по всему диапазону частот вращения, приняв, что каждому уровню й^ соответствует число нагрудений и эквивалентное число циклов Лд=£ и что а О^-^Ота* , где . После преобразова-

ний получаем:

у/=х™*уI ?ст/<(&) I м-*х™ с?)

Графически каддая сумма 5 ~ И (Р может

быть представлена как площадь под кривой, ординаты которой равны произведению У и ¡Ог) Если эта функции непрерывны, а зависимость мзяду текущими зна-" чениями (X м У можно выразить соотношением то сушу »5 можно представить в вида интеграла

4-СО

S = ~m J(h+3ff(k)dh (18)

О -со

Рассдатрим два крайних случая формулы Райса, когда j(k) распределена нормально и по закопу Рэлея. Если (¡1*3)т разложить в степенной биномиальный ряд, то для нормального распределения получим ПХ+1 интегралов вида: . , tor,

5жг-т=- Г k%exp(-ti/2)dk (19)

v ySF-i

где =OJs..m , кадяый из которых может быть рассмотрен как иомант нормального распределения • && манатов нормального распределения можно воспользоваться .рэкурренгннм соотношением

Имея ввиду, что <$1оЧУг0 ' можно найти сумму 5« для нормального распределения. Например, если = 6 , то 5Н = 0,051

Аналогично (19) для распределения Рэлея получаем

и, например, для л? = 6 имеем 5/? ** 0,18. .

Были подсчитаны числовые значения суш 5 и для других распределений при показателях « 3...9. Пользуясь этими значениями, можно по (17) определить эквивалентную нагрузку как часть от максимальной при различных сочетаниях распределений /¿(7?) и Составлена таблица значений коэффициентов К в зависимости от широко поло сно сти случайных функций хС^и Х(<4 и показателя степени Ш , Благодаря использованию в (17) относительных величин, расчеты можно осуществлять, на определяя эффективной частоты процесса. Это следует отнести к достоинствам изложенного метода оценки эквивалентной нагрузки.

При сравнительном исследовании сопротивления усталости варианты могут быть сопоставлены по фактическим коэффициентам запаса. Но для подвижного состава обычно необходимо выбирать вариант, обеспечивающий длительный безремонтный пробег. Для этого фактический коэффициент запаса должен оказаться выше допускаемого. Последний определяется на основе опыта эксплуатации, которого на стадии разработки новых конструкций чаще всего бывает

недостаточно. Целесообразно в таких случаях выбор наилучшего варианта осуществлять, сопоставляя фактические коэффициенты запаса с необходимыми, которые определяются на основе статистических данных о рассеивании несущей способности вариантов конструкции и нагрузок, действующих на них в натурных условиях.

В работах Серенсена C.B. и Когаева В.П. предложена зависимость для определения необходимого коэффициента зайаса/7г по вероятности разрушенияР (квантили Up) и коэффициентам вариации несущей способности ^ и эксплуатационной нагруженностя :

nt(f-up Й~2п.+(1-иР^)=о . (si)

• Обычно значения вероятности Р задаются, исходя из ответственности детали. Предлагается: при сравнительном исследовании принимать одинаковыми значения Р для всех . вариантов, определять для каждого варианта необходетый коэффициент запаса по (21), с ним сопоставлять фактический коэффициент запаса ft<pt равный отношению среднего значения продельной нагрузки к эквивалентной:

R^Gog/fl (22)

^ В.качестве примера в таблица 2 приведены результаты сравнительного исследования трех вариантов центробежных вентиляторных колос ТЭЗ: серийного и двух опптных с шестью н четырьмя наборными дисками толщиной 0,5 мм. Принято р = 0,001.В таблице приведены также коэффициенты запаса , подсчитанные по максимальным значениям амплитуд.

Таблица 2

Варианты- 'Коэффициенты запаса г

П<р **

Сери йный 2,16 2,43 0,95 I

Наборный 6x0,5 3,33 2,10 1,18 20

Наборный 4x0,5 2,74 2,08 1,21 6

Сравнение вариантов по коэффициентам запаса Г1<р и /^позволяет четко установить: прочность серийного варианта недостаточна; из двух опытных лучшим является наборный вариант 6x0,5. Коэффициенты запаса Г1М оказывается непригодными для объективного сравнения и выбора вариантов, так как для этого нужны значения допускаемых коэффициентов запаса.'

Может быть осуществлено сравнение вариантов по функциям распределения долговечности (метод разработан В.Л.Когазвым). Используя соотношения, полученные в настоящей работе при определении эквивалентной нагрузки, моадо значительно облегчить расчет функции распределения долговечности. В таблице 2 приведены относительные долговечности I* при вероятности Р =0,5. Как видим, второй вариант оказался наилучшим и при сравнении по этому методу.

Для определения допускаемых коэффициентов запаса может быть использован метод, предложенный в работе А.Н.Савоськина. Эти коэффициенты, подсчитанные для

заданных значений вероятности Р и пробега,, можно сопоставить с фактическими по (22). Такой анализ позволит, если имеются данные, учесть распределение р;^яда параметров, по которым оцениваются допускаемые коэффициенты запаса.

По результатам проведенного анализа вариант с наборным несущим диском и бандажом внедрен в производство. Он обеспечивает длительную безремонтную эксплуатацию и дает значительный народнохозяйственный эффект.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. В реферируемой работе теоретически и экспериментально исследованы особенности оценки сопротивления усталости многоэлементных узлов локомотивов, проанализированы в вероятностном аспекта их несущая способность • а эксплуатационная нагруженность, апробированы методы объективного выбора наилучших'вариантов на стадии разработки в испытаний.

2. Разработаны применительно к многоэлементным

^ узлам локомотивов (центробежным л осевым вентиляторам, зубчатым колесам тяговых радукторов) принципы создания конструктивных моделей, на которых могут быть в полном объема проведены усталостные и динамические испытания п учтены все технологические и конструктивные факторы, влаяадве на сопротивление усталости много элементных конструкций.

3. Разработан метод определения параметров статистического распределения предела выносливости конструкции по результатам испытаний конструктивных моделей. Конструкция рассмотрена как многокомпонентная последовательная система со случайны!.! распределением нагрузка по компонентам. Метод апробирован на центробежных вентиляторных колесах тепловозов типа ТЭК) и ТЭЗ и показал хорошую сходимость расчетных и экспериментальных значений параметров распределений.

4. Разработан метод сравнения сопротивления усталости вариантов по кривой выносливости в относительных напряжениях, параметры которой получаны по результатам испытаний одного из вариантов. Показано, что использование обобщенной кривой выносливости можат значительно ускорить исследования сопротивления усталости, оценку параметров статистического распределения предела выносливости, осуществить планирование эксперимента и многофакторный анализ конструкции. '

5. Для случайного процесса нагружения, схематизированного по методу максимумов, разработан метод определения эквивалентной нагрузки по максимальным значениям в зависимости от широкополосности процесса и показателя степени кривой выносливости. Оперативная оценка эквивалентной нагрузки особенно эффективна при сравнительном исследовании нескольких вариантов на стадии отработки и испытаний конструкции.

6. Оценку сопротивления усталости и ьыбор наилучшего варианта, обеспечивающего длительную безремонтную эксплуатацию, целесообразно осуществлять по соотношению необходимого и фактического коэффициентов запаса. При оценке необходимого коэффициента запаса предлагаотся принимать одинаковой вероятность неразруивнля для исследуемых вариантов. Фактический коэффициент запаса рекомендуется рассчитывать по отношению средней предельной нагрузка к эквивалентной.

7. На основа исследований центробежных вентиляторных колес, проведенных о использованием разработанных методов, выбрана конструкция о наборным-несущим.диском и бандажом, внедрение которой на тепловозах типа ЙЮ а ТЭЗ дало народному хозяйству экономический эффект 1,27 млн.р.

На основании аналогичных комплексных исследований разработаны осевые вентиляторные колеса о литым воротником жесткости, которые выпускаются серийно на ПО БМЗ и обеспечивают безремонтную эксплуатацию колес на тепловозах типа U62, ТЭЮ, энерговагснах ПЗвШ (ЗВД1).

Основные положения диссертации опубликованы в сле-

' гшш шяш-

1. Перзяславец I.A. Методика сравнительной оценка усталостной прочности лопаток центробежных вентиляторных колес//ПробЛ9мы прочности. 1980. № I. С.47-51.

2. Перзяславец I.A. Исследование динамической прочности центробежных вентиляторных колес и их привода на тепловозе ТЭМ6//Вестник ВНИИХТ. 1980. Ä 2. С.35-37.

3. Перзяславец JI.A. .Гайтельбанд И.М. Исследование

усталостной прочности лопаток центробежных вентиляторных колвс//Вбстник ВНШЖТ. 1981. № 2. С.33-36.

4. Переяславец Л.А. Оценка параметров распределения предела выносливости центробежных вентиляторных колес по результатам усталостных испытаний пакетов//Вастник машиностроения. 1982. J4 3. С.28-30.

5. Переяславец Л.А.,Лагунов Ю.А. Алгоритм и программа определения параметров уравнения кривой выносливости/В кн.:Вопросы транспортного машиностроения. Сборник научных трудов.-Тула:Тульск.политехи.ин-т. 1981. С.157-162.

6. Переяславец Л,А. .Гайтельбанд й.М. Повышение сопротивления усталости центробежных вентиляторных колес тепловоза ТЭЗ//Веотник ВНИИЖТ. 1983. № 2. С.26-29.

7. Переяславец Л.А.,Сакало В.И..Фельдман Д.X..Якушев В.В. Исследование напряженного состояния лопаток центро- . бекных вентиляторных колес//Транспортное машиностроение. 5-72-17. -М. :НИИИНФ0РШЯ2МАШ. 1972. С.5-3.

8. Порэяславец Л.А, Определение динамических возмущений в приводе центробежных вентиляторных колес тепловозов //Транспортное машиностроение. 5-78-16.4!.:ШШНФОШТЯЯ-СШ. 1978. С.4-6.

9. Переяславец Л.А. Исследование сопротивления усталости центробежных вентиляторных колес тепловозов на конструктивных моделях/В кн.¡Всесоюзная научно-технич. конференция "Создание и техническое обслуживание локомотивов большой мошностиУтезисы докладов.-Ворошиловград.1985.

10. Переяславец Л.А. »Гайтельбанд И.М.,Фертель А.И. Новая конструкция вентиляторного коле с а//3ле к т ричо с к ая и тепловозная тяга.-М.:Транспорт.1983.£ 7. С.25-26.

11. Рабочее колесо центробежного вентилятора: A.c. II5I7I7 СССР:Кл.Я04В29/28/Яервяславец Л.А. .Гайтельбанд И.М.,Рахлев H.A.,Фельдман Д.Х.//0ткр.и изобр.1585. $ 15.

12. Устройство для усталостных испытаний рабочих лопаток центробежных турбомашин: A.c. 724ЭЬЗ СССР:М.Кл.2<? 01А/?/00/Переяславец I.A. .Гайтельбанд И.М.//Открытия, изобретения.. .1980. №12.

13. Рабочее колесо вентилятора:А.с.ЗЗП87 СССР:М.Кл F04й29/28/Нереяславец Л.А.,РахлевН.А..Карабан Г.А.//Открытия, изобретения ... 1972. № 9.

14. Бандах рабочих лопаток вентилятора:А.с.1041760 СССР: Кл.Р04029/28/Переяславец Л.А.,Рахлев H.A. .Гайтель-банд И.М.//Открытия и изобретения. 1983. й 34.

15. Переяславоц Д.А..Нефедкин Г.В.Усталостная прочность осевых вентиляторшх колес тепловозов/Дрансп. Main иностр. 5-72-14.-41. :НШШ)ШТЯШШ.1972. С.13-19.

16. Способ исследования напряженного состояния дета-ли:А.с.П63141 СССР:Кл. £QI811/20/Переяславец Л.А. .Грибков А.Д. .Гайтельбанд И.М.//0ткр.и изобрат. 1985. № 23.

17. Дараяславец I.A., Фельдман Д.Х. Исследование ди-1 ншической прочности центробежных вентиляторных колес тепловоза ТЗМ5,- В кн.:Исследование узлов и агрегатов тепловозов: труды ВНИТИ.-Коломна. 1973.Вып.38. С.178-196.'

18. Порэяславец Л.А. Метод оценки эквивалентной нагрузки при сравнительном исследовании сопротивления усталости. -В кн.: Еопросы динамики и прочности подвижного состава: Сб.науч.трудов.-Брянск:ЕТШ. 1984. C.I4Ö-I50.

19. Грибков А.Д..Пзраяславец Л.А.,Чечетов A.B. Исследование прочности рами тепловоза TSM5.- 3 кн.:Вопросы

транспортного машиностроения, - Брянск: Приокское книжное издательство.Брянское отделение. 1971. С.175-182.

20. Наааревич В.А., Пвреяолавец Л.А. Исоледование причин выхода из строя осевых вентиляторных колес тепловозов 2ТЭ10Л, ТЭШСШ, М62.-В кн.: Вопросы транспортного машиностроения.-Брякск.-Приокское книжное из-во.Брянское отделение. 1971. С.167-174.

21. Переяславец Л.А. Определение вероятного количества и оценка влияния дефектных, лопаток на сопротивление усталооти колес центробежного вентилятора.-Сбощик научн. трудов БИТЫ.-Брянок: БИТМ. 1986. С.10-17.

. 22. Устройство для исследования сопротивления усталости зубчатых коле с: А. с Л430782 СССР:Кл.С0ШЗ/02/Пере-яславец Л.А. Дедков Е.К.//0ткр.и лзобретения.1988. № 38.

23. Переяславец Л.А. Сравнение вариантов конструкции по функции распределения долговвчности//Вестник машиностроения. 1989. # 2. С.21-22.

ПЕРЕЯСЛАВЕЦ Леонид Аврамович Повышение сопротивления усталости многоэлементных узлов тепловозов типа центробежное вентиляторное колесо

05.22.07-Подвижной состав железных дорог и тяга поездов

Сдано в набор о/.08-89 Л-^309 Подл, к печати 28,07.89 Формат бум.60^90 хДб Обьвм^ОЗак. /Зй^инаж 100 экз.

Типография МШ'а, Москва, ул. Образцова, 15