Loading

Tłumienie drgań pionowych układów usprężynowania na drążkach skrętnych

mgr tnż. Zygmunt Marciniak
Ośrodek Badawczo-Rozwojowy Pojazdów Szynowych w Poznaniu

 

Tłumienie drgań pionowych układów usprężynowania na drążkach skrętnych

 

UKD:629.4.027.3:62.752.2

Elementy węzłów konstrukcyjnych, tj.: węzeł prowadzenia zestawów kołowych w ramie wózka (usprężynowania przymaźniczego) oraz węzeł oparcia nadwozia wagonu na wózkach (u-sprężynowania bujakowego) powinny umożliwiać przeniesienie wszystkich sił i momentów działających między nadwoziem, ramą wózka i zestawami kołowymi, a więc -spełniać rolę prowadzenia zestawów kołowych, ich ułożyskowania oraz podatnego oparcia nadwozia.
Istnieje duża różnorodność łączników sprężystych stosowanych w usprężynowaniu pojazdów szynowych. Są to przede wszystkim: resory piórowe, sprężyny śrubowe, elementy (kształtki) gumowe i gumowo-metalowe, sprężyny pneumatyczne oraz drążki skrętne.
. Podstawowe zalety i wady oraz przykłady zastosowania tych łączników przedstawiono w tablicy 1. Właściwości mechaniczne łączników | określone są przez tzw. charakterystykę, która przedstawia zależności między siłą obciążającą i odkształceniem wywołanym tą siłą. Charakterystyka ta może być "quasistatyczna" (siła w czasie pomiaru zmienia się powoli) lub dynamiczna (szybkie, zazwyczaj okresowe zmiany siły w czasie pomiarów), jak również odwracalna (elementy idealnie sprężyste) lub nieodwracalna (elementy sprężysto-tłumiące). Przykładowe charakterystyki łączników sprężystych przedstawiono na rysunku 1. Jeżeli sprężyny śrubowe, drążki skrętne i elementy gumowe mogą mieć charakterystyki ąuasistatyczne od-wracalne, to ich charakterystyki dynamiczne są już nieodwracalne. Nieodwracalność charakterystyk dynamicznych łączników wywołana jest zazwyczaj tarciem wewnętrznym materiału, z którego są wykonane lub innym rodzajem tarcia, np. tarciem występującym między piórami w resorach. Tarcie w łączniku powoduje rozpraszanie energii mechanicznej przepływającej przez niego, a tym samym tłumienie drgań u-kładu mechanicznego, do którego ten łącznik należy. Miarą energii rozpraszanej w ciągu jednego okresu drgań jest pole zawarte wewnątrz charakterystyki nieodwracalnej, zwane polem pętli histerezy mechanicznej. Sprężyny śrubowe i drążki skrętne słabo tłumią drgania, elementy gumowe i pneumatyczne -silniej, a resory piórowe tłumią je najsilniej. Tłumienie drgań układu jest zawsze pożądane, ale jego przebiegi w czasie muszą być tak dobrane, aby skutek tłumienia był pożądany i dlatego obecr nie elementy podatne wykonuje się najczęściej dwojakiego rodzaju, z których jeden ma właściwości zbliżone do idealnie sprężystych, a drugi jest specjalnie skonstruowanym tłumikiem drgań o z góry wyznaczonych właściwościach.
W pojazdach szynowych są stosowane dwa podstawowe tłumiki drgań:
- tłumiki hydrauliczne, w których siłę. tłumienia osiągamy drogą przetłaczania lepkiej cieczy przez odpowiednie kanały (tłumiki jednostronnego i dwustronnego działania).
- tłumiki cierne, w których siłę tłumienia uzyskuje się dzięki tarciu powierzchni jego elementów o siebie (tłumiki o stałej sile tarcia i tłumiki o sile tarcia proporcjonalnej do obciążenia układu).
W usprężynowaniu przymaźnićznym wagonu osobowego zaleca się stosowanie tłumików ciernych o sile tarcia stałej albo proporcjonalnej do obciążenia. Siła tarcia tłumika ciernego powinna wynosić 5÷7% obliczeniowego obciążenia statycznego przypadającego na zespół sprężyn pod wagonem załadowanym. W usprężynowaniu przymaźnićznym szybkobieżnych wagonów osobowych powinno stosować się tłumiki hydrauliczne o działaniu jednostronnym, pracujące przy odciążeniu (odrzucie) sprężyn; natomiast w usprężynowaniu bujakowym wagonów osobowych zaleca się stosowanie tylko tłumików hydraulicznych o obustronnym tłumieniu.

Tablica 1

Wady i zalety łączników sprężystych stosowanych w usprężynowaniu pojazdów szynowych

Element
sprężysty
Resor piórowy Sprężyna śrubowa Drążek skrętny Element gumowy Sprężyna pneumatyczna
Zalety prosta konstrukcja
i technologia wykonania,
jednoczesny tłumik drgań.
możliwość przeprężania  piór
prosta konstrukcja,
prawie idealny
element sprężysty,
korzystny rozkład
naprężeń w objętości materiału.
możliwość przeprężania materiału,
duża żywotność,wielokierunkowy
charakter odkształceń.
prawie stała w czasie charakterystyka

prosta konstrukcja,prawie
idealny element sprężysty.
korzystny rozkad naprężeń
w objętości materiału
(nieznacznie lepszy od
sprężyny śrubowej),

możliwość
przeprężania materiału,

możliwość
szerokiego wykorzystania w
zawieszeniach części maszyn

mała wartość modułu
sprężystości

E i G,maly
ciężar właściwy,możliwość
dowolnego uformowania elementu,
jednoczesny

tłumik drgań o
zmiennych

współczynnikach tłumienia
prawie całkowite wykorzystanie
objętości materiału,odporność na
działanie środków chemicznych,
łatwość wykonania

mały ciężar,całkowite
wykorzystanie objętości
wyznaczonej przez gabaryty
sprężyny,prostota tłumienia,
dobre

właściwości akustyczne,
wielokierunkowy charakter
odkształceń

,możliwość zmian
sztywności w szerokich

granicach.

Wady

niestała w czasie charakterystyka
tłumienia,duża sztywność dla
malych przemieszczeń i dużych
prędkości przemieszczeń

,nieliniowa
charakterystyka pracy,niestałość
naprężeń w objętości pióra, słabe
wykorzystanie energetyczne
materiału pióra,mała żywotność,
jednokierunkowy charakter pracy.

trudna technologia wykonania
sprężyn dokładnych,niskie wykorzystanie
objętości wyznaczonej przez gabaryty
ograniczone możliwości ukształtowania
gabarytów zewnętrznych.
trudna technologia wykonania,
konieczność łożyskowania drążków
(elementy zużywające się i wymagające nadzoru)
konieczność stosowania ramion (wahaczy)
jednokierunkowy element sprężysty.
zmiana właściwości fizykochemicznych
gumy w wyniku starzenia,wrażliwość elementów
na temperaturę,mała pochłanialność energii
sprężystej,niska wytrzymałość ,wyskoka cena.
niska trwałość sprężyn,skomplikowana
technologia wykonania,niska
wytrzymałość,mała pochłanialność
energii sprężystej,konieczność
stosowania urządzeń zasilających i
sterujących sprężyną.
Zastosowanie

zawieszenie ram wózków na zestawach kołowych
zawieszenie

pudeł wagonów na wózkach.

zawieszenie ram wózków na zestawach kołowych,
zawieszenie pudeł wagonó na wózkach,usprężynowanie
poprzeczne nadwozi,pochłaniach energii w urządzeniach
zderzakowo-cięgłowych,zawieszenie silników trakcyjnych.
zawieszenie ram na zestawach kołowych,
zawieszenie pudeł wagonów na wózkach,stabilizator drgań
kołysania nadwozia.

zawieszenie i prowadzenie zestawów kołowych w ramach wózków,
oparcie pudła na

wózkach,zawieszenie silników trakcyjnych,amortyzator silników
spalinowych,

sprężarek,prądnic,usprężynowanie
wieńców kół

jezdnych od piast
przeguby

prowadników "Alsthoma"
amortyzator

zderzaków i sprzęgów samoczynnych.

zawieszenie pionowe i poprzeczne
nadwozi komfortowych wagonów osobowych,
ograniczone zastosowanie w zawieszeniu
ram wózków na zestawach kołowych.

Rys. 1. Charakterystyka quasistatyczne i dynamiczne łączników sprężystych .

a - resor piórowy,
b - sprężyna śrubowa i drążek skrętny,
c - sprężyna gumowa,
d - sprężyna pneumatyczna

Istnieją jednak takie układy zawieszenia bujakowego, w których zastosowanie tłumików hydraulicznych jest niemożliwe ze względu na zbyt dużą, niemożliwą do wyeliminowania, siłę tłumienia. Wówczas przyjmuje się zasadę ograniczenia sił do wartości takich, aby sumaryczna wartość siły tłumienia w układzie nie przekraczała 8% oraz nie była niższa od 2 do 4% (dla średniego stanu toru) masy usprężynowanej przez układ [4]. Do takich układów usprężynowania należą zawieszenia na elementach gumowych i pneumatycznych oraz układy zawieszenia na drążkach skrętnych. Układy zawieszeń na elementach gumowych i pneumatycznych są dokładnie opisane w podanej bibliografii i dlatego artykuł ten omawia tylko układy zawieszeń na drążkach skrętnych, a szczególnie dokładnie zasadę teoretycznego wyznaczania i doboru parametrów tłumienia tych układów, ograniczając się do dwóch układów usprężynowania nadwozia na wózkach za pomocą drążków skrętnych, tj.: układu składającego się z usytuowanych klasycznie drążków skrętnych oraz układu doświadczalnego, składającego się ze sprzężonych różnicowo drążków skrętnych.

Układy zawieszenia na drążkach skrętnych

Zastosowanie drążków skrętnych w układach zawieszenia i prowadzenia było przedmiotem wielu prób i badań prowadzonych przede wszystkim w Szwajcarii i Francji. Mimo wielu jednak doświadczeń, trudno uznać obecnie drążki skrętne za uniwersalny środek usprężynowania pojazdów szynowych. Składają się na to przyczyny zarówno natury konstrukcyjnej, jak i technologicznej.
Pod względem konstrukcyjnym problemem jest usytuowanie oraz odpowiedni dobór parametrów drążków i ich ramion (wanaezy), tak aby przy ograniczonych wymiarach usprężynowania zapewnić wymagane właściwości węzła konstrukcyjnego, jak również dobór tłumienia układu wynikający z zastosowania w układach łożysk ślizgowych, spełniających rolę tłumików ciernych. Przyczyny technologiczne to przede wszystkim wykonanie i produkcja drążków skrętnych, wymagająca odpowiedniej linii technologicznej.
Rozwiązania konstrukcyjne zastosowane na wózkach produkcji francuskiej i szwajcarskiej [5] dotyczą tak zwanego klasycznego układu drążków skrętnych. Schemat takiego układu przedstawiono na rysunku 2, natomiast konstrukcję węzła zawieszenia bujakowego wózka na rysunku 3. W układzie tym drążek skrętny jest obciążony momentem skręcającym, wywoływanym przez ramię (wahacz) na jednym z końców drążka.
Drugi koniec drążka jest utwierdzony w ramieniu reakcyjnym, przytwierdzonym do belki bujakowej. Ugięcie tego układu (na kierunku działania siły obciążającej ramię, pochodzącej od masy nadwozia) powstaje w wyniku skręcenia drążka.

Rys. 2. Klasyczny układ drążków skrętnych

Wielkość ugięcia zależy od długości ramienia i jest ograniczona wytrzymałością drążka na skręcanie. Realizacja większych ugięć efektywnych, przy tej samej wytrzymałości drążka powoduje powiększenie układu usprężynowania, a tym samym wzrost masy wózka. Tłumienie układu jest rozwiązane za pomocą tłumika ciernego, którym jest łożysko ślizgowe umieszczone na końcu połączenia wahacza z drążkiem skrętnym.

Rys. 4. Wózek CFF-54 (produkcji SIG) z klasycznym ikładem usprężynowania na drążkach skrętnych

Rys. 3. Klasyczny układ usprężynowania wózka za pomocą drążków skrętnych

a - widok,
b - przekrój pionowy,
c - przekrój poprzeczny,
l - rama wózka,
2 - belka bujakowa,
3 - drążek skrętny,
4 - ramię drążka,
5 - łożysko ślizgowe,
6 - wieszak belki bujakowej,
7 - ramię reakcyjne

Może to być łożysko walcowe lub kuliste, zapewniające równomierny rozkład nacisku przy działaniu sił obciążających. Na rysunku 4 pokazano jeden z wózków z klasycznym układem drążków skrętnych, wyprodukowany w Szwajcarii przez firmę SIG (Schweizerische Industrie -Gesell-schaft).
Drugi z układów drążków skrętnych dotyczy nowej oryginalnej konstrukcji usprężynowania wózków wagonów osobowych [1].
Podstawą koncepcji tego układu, zwanego układem sprzężonych drążków skrętnych, jest sprężysty mechanizm różnicowy, w którym drążek skrętny jest osadzony obrotowo w podstawie węzła za pomocą łożysk ślizgowych, a obydwa końce są zaopatrzone w ramiona (wahacze) o różnej długości. Identyczne przemieszczenia końców obu wahaczy powodują różne ich kątowe wychylenia, a tym samym odkształrcenie skrętne drążka jest kątem będącym różnicą kątów obrotów obu wahaczy.

Rys. 5. Układ sprzężonych drążków skrętnych

Rys. 6. Układ usprężynowania wózka doświadczalnego za pomocą sprzężonych różnicowo drążków skrętnych

1 - belka bujakowa,
2 - drążki skrętne,
3 - ramiona , drążków skrętnych,
4 - łożyska ślizgowe,
5 - kołyska,
6- wieszaki łączące kołyskę z ramą wózka

W usprężynowaniu bujakówym wagonu szczególnie jest przydatny układ zdwojony -sprzężony, którego schemat przedstawiono na rysunku 5. Dłuższe ramię jednego drążka współpracuje z krótszym ramieniem drugiego drążka w sposób bezpośredni lub za pośrednictwem jakiegoś elementu. Obciążenie jest przyłożone do ramienia krótszego w osi symetrii obu drążków skrętnych.
Bardzo istotną zaletą tego układu jest możliwość uzyskania znacznych ugięć efektywnych usprężynowania przy stosunkowo małych odkształceniach sprężystych drążków ąkrętnych oraz możliwości zapewnienia stabilizacji kołysania nadwozia pojazdu. Tłumienie układu jest rozwiązane podobnie jak w klasycznym układzie drążków, tzn. za pomocą łożysk ślizgowych umieszczonych na końcach drążków skrętnych. Rozwiązanie węzła zawieszenia nadwozia wagonu za pomocą sprzężonych różnicowo drążków skrętnych przedstawiono na rysunku 6, natomiast wózek doświadczalny, w którym zastosowano ten układ na rysunku 7.

Analiza teoretyczna pracy układów usprężynowania na drążkach skrętnych

Zarówno w klasycznym układzie drążków skrętnych, jak i w układzie sprzężonych drążków skrętnych jednym z podstawowych problemów konstrukcyjnych jest odpowiedni dobór tłumienia układu [4]. Problem ten nie występuje w układach usprężynowania na sprężynach śrubowych, których tłumienie jest niewielkie. W tych układach dobór tłumienia odbywa się często na drodze badań spokojności biegu pojazdu szynowego z różnymi rodzajami tłumików (najczęściej tłumików hydraulicznych o różnych współczynnikach tłumienia).
W układach usprężynowania na drążkach skrętnych, gdzie zastosowano łożyska ślizgowe jako elementy podparcia drążków i elementy tłumienia, dobór tłumienia odbywa się drogą teoretycznej analizy pracy układu. Pracę układów z drążkami klasycznymi i sprzężonymi jako węzłów usprężynowania bujakowego wagonu osobowego, z uwzględnieniem sił tarcia (tłumienia), przedstawiono w tablicy 2. Ze względu na symetrię układów, w tablicy tej przedstawiono schematy i zależności dla połowy układu usprężynowania klasycznego i sprzężonego [2].

Rys. 7. Wózek seryjny 4ANf (lewa strona) i doświadczalny z Układem sprzężonych drążków skrętnych (prawa strona)

 

  Klasyczny układ
drążków skrętnych
Układ sprzężonych
drążków skrętnych
Układ sprzężonych
drążków skrętnych
Równania równowagi układów(znak
górny-układ obciążony,znak dolny
-układ odciążony)
Siły tarcia w łożyskach ślizgowych
Wielkości pomocnicze -
Zredukowana siła tarcia
działająca na kierunek
siły P
Udział procentowy siły tarcia
(tłumienia)w stosunku do obiążenia
statycznego układu.

P - obciążenie układu skrętneo,
Pg, Pd - siła obciążająca i odciążająca układ przy stałym ucięciu,
R, R1,R2 - reakcje pionowe łożysk ślizgowych, Rm-sila działająca na ramiona drążków układu sprzężonych drążków skrętnych,
T1, T2, - siły tarcia w łożyskach ślizgowych układu skrętnego,
Tzg, Tzd - zredukowana siła tarcia działająca na kierunku stły obciążającej (odciążającej) układ,
MT1, MT2 - momenty siły tarcia w łożyskach ślizgowych,
Ms - moment skręcający drążek skrętny,
a, b, c - wymtary geometryczne ramion,
d, d1,d2 - średnice łożysk ślizgowych,
f- ugięcie pionowe układu,
u-wspolczynnik tarcia
A1,A2-wspolczynniki zalezne od geometrii i stanu powierzchni czopa i panewki
o1,o2-wielkosci pomocnicze

Z analizy teoretycznej pracy układów wynika, że charakterystyka mechaniczna układów, a szczególnie stosunki siły tarcia do obciążeń układów są funkcjami parametrów konstrukcyjnych. Odpowiednia regulacja tych parametrów pozwala z jednej strony zapewnić zalecane tłumienia układów, z drugiej zaś strony może pogorszyć właściwości dynamiczne tych węzłów konstrukcyjnych. Dlatego też przy zapewnieniu wszystkich właściwości, jakie ma spełniać układ, dobór charakterystyk tłumienia należy ograniczyć do doboru łożysk ślizgowych, który jest ograniczony doborem materiału łożyskowego, zapewniającego odpowiedni (jak najmniejszy) współczynnik tarcia, a więc siłę tłumienia układu oraz wymiarów łożysk ze względu na dopuszczalne naciski.

Wpływ kształtu i stanu powierzchni czopa i panewki łożyska ślizgowego na wartość sił tarcia

Bardzo często w analizie sił tarcia w łożyskach ślizgowych przyjmuje się założenie, że styk czopa i panewki jest liniowy. Przypadek taki zachodzi tylko wówczas, gdy średnica czopa jest mniejsza od średnicy panewki. Reakcja działająca w takim przypadku na czop od strony panewki jest rozłożona w miarę równomiernie, wzdłuż linii styku powierzchni walcowych i jako siła skupiona jest przyłożona w pewnym punkcie linii styku (w pobliżu jej środka). Wtedy wartość siły tarcia w łożysku jest zależna bezpośrednio od siły obciążającej i współczynnika tarcia pary ciernej. Założenie takie jest często błędne, ponieważ w łożyskach ślizgowych niedotartych, jak 'i pracujących dłuższy czas (dotartych), wartość sił i momentów tarcia jest w dużej mierze zależna od kształtu i stanu połę, wierzchni współpracujących części łożysk śliz-ftjowych. Poniżej rozpatrzono siły współpracy czopa i panewki niedotartej oraz dotartej.

Siła tarcia w łożyskach niedotartych

Dla czopa i panewki niedotartej styk elementów pary ciernej może odbywać się na całej powierzchni. Przed określeniem momentu i siły tarcia należy więc ustalić prawo rozkładu nacisków jednostkowych, występujących między czopem i panewką w wyniku działania docisku Q.
Dla czopów nowych lub nie dotartych do panewek, przy braku smarowania, przyjmujemy p = const (rys., 8). Wartość momentu tarcia, przy takim rozkładzie nacisków jednostkowych, określimy rozpatrując warunki równowagi o-bracającego się czopa, na który działa siła Q i moment obrotowy MT.
Oznaczając długość czopa przez b i zakładając, że naciski rozkładają się w granicach kąta równego ,określamy elemantarną reakcję dN działającą na elementarną powierzchnię ds.

Elementarna siła tarcia dT występująca pod wpływem ruchu, przy działaniu elementarnej siły normalnej dN wynosi: 

Sumując rzuty elementarnych sił normalnych dN i elementarnych sił tarcia dT otrzymujemy z równania równowagi zależność:

a po podstawieniu: 2r = d otrzymujemy następujący wzór na naciski jednostkowe

Sumując względem osi czopa momenty elementarnych sił tarcia dT, otrzymujemy:

a po podstawieniu zależności na p mamy:

stąd siła tarcia T. jest równa:

Siła tarcia przy założeniu równomiernego rozkładu nacisków na całej powierzchni łożyska jest większa od siły tarcia występującej w przypadku liniowego styku elementów pary ciernej.

Siła tarcia w łożyskach dotartych

Styk niedotartego czopa i panewki występuje w ograniczonej liczbie punktów; liczbę tę o-kreśla się jakością wykonania powierzchni walcowych. W czasie pracy czop "dociera się" w panewce, tzn. kontakt między elementami pary ciernej staje się pełny dzięki zmniejszeniu chropowatości.

Rys. 8 Rozkład . nacisków jednostkowych dla czopa i panewki nie dotartej

Zużycie czopa i panewki w czasie ich pracy nie jest jednakowe. W czasie obracania się różne punkty czopa przechodzą kolejno przez strefę styku czopa z panewką i z tego powodu sumaryczne zużycie materiału czopa oraz panewki w kierunku działania siły Q jest równe, natomiast w kierunku prostopadłym do powierzchni panewki będzie różne.
W wyniku zużycia oś czopa przesunie się w kierunku działania siły Q na odległość 8 Q. Łatwo można określić zużycie 8N w kierunku .siły N w dowolnym punkcie do powierzchni panewki.

W punktach powierzchni panewki, leżących na kierunku działania siły Q, zużycie w kierunku siły N jest największe, tzn. 8N == 8Q, a w punkcie określonym kątem

 

stąd nacisk jest równy:

Maksymalny naciskotrzymujemy dla a minimalnydla
Podstawiając wartości pmax, otrzymujemy:
Tak więc zużycie 8N w dowolnym punkcie panewki jest zależne od kąta

Ze względu na symetrię drugi składnik powyższej sumy jest równy zeru, tzn.:

Obciążenie łożyska jest wtedy równe:

Stąd wartość nacisku maksymalnego wynosi:

Moment sił tarcia wyniesie:

a po podstawieniu pmax otrzymujemy:

Na podstawie powyższego, siła tarcia T jest równa:

Tak więc również i w tym przypadku siła tarcia w łożysku jest większa niż dla przypadku łożyska z luzem między czopem i panewką.
W podanych trzech przypadkach tarcia w łożyskach ślizgowych przypadek trzeci, tj. tarcie w łożyskach dotartych, jest najistotniejszy w rozważaniach konstruktorów dobierających charakterystyki układów, w których zastosowano łożyska ślizgowe, w tym również układów usprężynowań na drążkach skrętnych.

Dobór tłumienia układów usprężynowania na drążkach skrętnych

Tłumienie układów usprężynowania bujako-wego wagonów osobowych na drążkach skrętnych za pomocą sił tarcia suchego jest prawidłowe, jeżeli siły te nie przekraczają 8% i nie są niższe od 2 do 4% ciężaru usprężynowanego przez układ.

Rys. 9 Współpraca czopa i panewki dotartej

 

Obliczenie tłumienia przeprowadza się uwzględniając zależności przedstawione w tablicy 2 dla wariantu tarcia w łożyskach ślizgowych dotartych, tzn. wariantu najbardziej zbliżonego do sytuacji rzeczywistej w pracują^ cych układach. W obliczeniach porównawczych zakłada się, że sztywności pionowe, naprężenia skręcające drążki, obciążenia pionowe i średnice wszystkich łożysk ślizgowych są identyczne dla obydwu układów [3]. Założenia te pozwalają stwierdzić, który z układów - ze względu na tłumienie - jest lepszy, tzn. dla którego z nich łatwiej jest uzyskać zalecaną charakterystykę tłumienia.
Należy tutaj zaznaczyć, że charakterystyka tłumienia, dobrana zgodnie z zaleceniem, pozwala zrezygnować z pionowych tłumików hydraulicznych, a więc zmniejszyć masę i koszt wózka. Do rozważań przyjmuje się dwa typy łożysk ślizgowych (par ciernych), to jest:

Parametry konstrukcyjne układów usprężynowania na drążkach skrętnych

Tablica 3

 

 

Wielkość Wartość
Klasyczny układ drążków
skrętnych
Układ sprzężonych
drążków skrętnych
Obciążenie układu
skrętnego P [daN]
7500
Sztywność pionowa
układu K[daN/m]
Naprężenia skręcające
drążek t[daN/m2]
Długość drążka
skrętnego l [m]
2,0
Rozstaw drążków
skrętnych 2a [m]
0,6 0,4
Średnica drążków skrętnych 0,054 0,052
Średnica łożyska ślizgowego
układu d [m]
0,18
Współczynnik tarcia u w
łożysku ślizgowym dla pary ciernej:
stal-brąz
stal-teflon
0,15
0,04

- stalowo-brązowe, charakteryzujące się dużym współczynnikiem tarcia suchego,
- stalowo-teflonowe, charakteryzujące się małym współczynnikiem tarcia suchego.

Te dwa skrajne skojarzenia ślizgowe pozwalają na uchwycenie wpływu współczynnika tarcia na wartość histerezy sił tarcia, charakteryzujących tłumienia układów.

Rys. 10. Charakterystyka P = F (f) klasycznego układu drążków skrętnych

1 - zalecana dla T/P = 8%,
2 - zalecana dla T/P = 4%,
3 - dla łożysk stalowo-brązowych, 4 - dla łożysk stalowo-teflonowych

Parametry konstrukcyjne obydwu układów usprężynowania na drążkach skrętnych (niezbędne do obliczeń) przedstawiono w tablicy 3. Dla tych parametrów konstrukcyjnych wyznaczono charakterystyki P = F (f) i przedstawiono je na rysunkach 10 i 11 (zaznaczając górne i dolne przebiegi sił tłumiących dla zaleceń przedstawionych na początku artykułu), natomiast obliczone wartości sił tarcia w tablicy 4. Z wartości tych wynika, że zalecane wartości sumarycznej siły tarcia (tłumienia) dla obydwu układów powinny się zawierać w granicach Tz = 280 ~- 560 daN. Natomiast z rzeczywistych wartości sił tłumiących Tz i histerezy H - przedstawionych w tablicy 4 - wynika, że zalecenie to jest spełnione dla klasycznego układu drążków skrętnych z łożyskami stalowo-brązowymi oraz układu sprzężonych różnicowo drążków skrętnych z łożyskami stalowo-teflono-wymi. Zalecenia odnośnie tłumienia układu klasycznego z łożyskami stalowo-teflonowymi można również spełnić dobierając dodatkowo tłumik hydrauliczny o współczynniku tłumienia, uzupełniającym tłumienie tarciowe tych łożysk. Natomiast układ sprzężonych różnicowo drążków skrętnych wymaga zastosowania w łożyskowaniu drążków wykładzin z tworzywa sztucznego, charakteryzującego się małym współczynnikiem tarcia u = 0,05÷ 0,09.

***

Z analizy przeprowadzonej w niniejszym artykule wynika, że istotne znaczenie w tłumieniu układów usprężynowania, w których zastosowano łożyska ślizgowe jako elementy tłumiące (tłumiki tarciowe), ma rodzaj materiału zastosowanego na okładziny łożysk ślizgowych. Ze względu na specyfikę pracy pojazdów szynowych, dobór wykładzin na łożyska ślizgowe powinien dotyczyć takich skojarzeń ślizgowych, które nie wymagają smarowania i są trwałe oraz utrzymują wartość sił tłumiących na poziomie pozwalającym skutecznie tłumić drgania pojazdu w całym zakresie ugięć usprężynowania.
Charakterystyki tarciowe wyznaczone teoretycznie są punktem wyjścia do konstruowania układów usprężynowania na drążkach skrętnych. Wymagane jest jednak ich potwierdzenie za pomocą badań doświadczalnych (na prototypie układu usprężynowania). Układ sprzężonych różnicowo drążków skrętnych jest obecnie realizowany na wózku doświadczalnym. Z dotychczasowych badań wynika, że materiałem na łożyska ślizgowe w tym układzie muszą być tworzywa sztuczne, charakteryzujące się nie tylko małym współczynnikiem tarcia, ale również dużą wytrzymałością na naciski i dużą trwałością oraz możliwością pracy bez smarowania.

 

Rys. 11. Charakterystyka P = F (f) układu sprzężonych drążków skrętnych

l - zalecana dla T/P =8%,
2 - zalecana dla T/P = 4%
3 - dla łożysk stalowo-brązowych,
4 - dla łożysk stalowo-teflonowych

 

Histereza i siła tłumienia układów usprężynowania na drążkach skrętnych

Tablica 4

 

 

Układ drążków skrętnych Para cierna łożyska
ślizgowego
Histereza
układu H[%]
Zredukowana siła tarcia /tłumienia/
Tz [daN]
klasyczny układ drązków
skrętnych
4,5 320
1,2 90
Układ sprzężonych drążków
skrętnych
13,8 890
3,6 290

 

 

Bibliografia:

[1] Kębłowski A., Ofierzyński M., Sobczak M.: Doświadczalni/ układ usprężynowania wózka wagonowego za pomocą sprzężonych różnicowo drążków skrętnych. Przegląd Mechaniczny 1980 nr 2
[2] Marciniak Z.: Analiza sił tarcia w układzie skrętnym wózka 4ANi. OR-6129 praca nie opublikowana OBRPS Poznań 1979
[3] Marciniak Z.: Analiza pcńtfwnawcza charakterystyk klasycznego układu drążków skrętnych i u-kładu sprzężonych drążków skrętnych. OR-6217 praca nie opublikowana OBRPS Poznań 1979
[4] Marciniak Z.: Siły tarcia w układzie zawieszenia wózka 4ANi. OR-6179 praca nie opublikowana OBRPS Poznań 1979
[5] Sachs K.: Elektrische Triebfahrzeuge. Springer Verlag Wiedeń Nowy Jork 1973