Mai Văn thắm Bộ môn Đầu máy - Toa xe - ĐH GTVT Tóm tắt: Trong bμi báo, tác giả đưa ra cách tính bμi toán chống trật bánh toa xe trong đường cong, từ cơ sở tính toán đó, viết chương trì
Trang 1tính toán tốc độ cho phép trong đường cong của toa xe mới
được chế tạo tại vùng mỏ quảng ninh
TS nguyễn văn chuyên
KS Mai Văn thắm
Bộ môn Đầu máy - Toa xe - ĐH GTVT
Tóm tắt: Trong bμi báo, tác giả đưa ra cách tính bμi toán chống trật bánh toa xe trong đường
cong, từ cơ sở tính toán đó, viết chương trình phần mềm tính toán tốc độ cho phép của toa xe khi thông qua đường cong Nội dung bμi báo nμy, tác giả trình bμy cụ thể cho toa xe hμng mới được chế tạo tại vùng mỏ Quảng Ninh
Summary: In this article, the author introduces a method of calculating wagon derailment in
bends to write the software program for calculation of probable speed of wagons when going in bends
A detailed calculation for newly built wagons in Quang Ninh deposit is enclosed
I Đặt vấn đề
Vùng mỏ Quảng Ninh đang thiếu rất nhiều toa xe chở than Từ đầu năm xí nghiệp tuyển than Cửa
Ông đã hợp đồng với trung tâm Nghiên cứu Đường sắt thiết kế loại toa xe này Đến nay tại vùng mỏ đã chế tạo được 20 toa xe, ký hiệu là RV Vấn đề thiết lập các quy trình quy phạm cho toa xe đã là điều bắt buộc, nhất là việc tính tốc độ cho phép cho toa xe trong đường cong có quan hệ lớn đến an toàn vận hành, vì tại vùng mỏ tuyến đường sắt rất phức tạp, đường dốc và đường cong lẫn lộn Để tính toán tốc độ cho phép của toa xe tác giả chỉ đi vào một phần nhỏ là nghiên cứu bài toán chống trật bánh toa
xe trong đường cong
II Thμnh lập bμi toán chống trật bánh của toa xe
Trật bánh do gờ bánh xe trượt trên ray phát sinh từ lực ngang Y ép gờ bánh xe vào má ray, khi lực
ma sát của gờ bánh xe vào ray tăng lên cao, làm cho bánh xe nâng dần lên khỏi mặt ray, gờ bánh xe
sẽ leo lên chỗ mép cạnh ray lượn cong trên đầu nấm ray, lúc đó lực thẳng đứng của bánh xe xuống ray P1 không thắng nổi lực ma sát ngang nên không thể ép bánh xe xuống áp sát ray được nữa Theo [1] ta có sơ đồ trên hinh1
Do mặt lăn của bánh ngoài đã rời khỏi ray nên chỉ còn mặt lăn của bánh trong có lực ma sát với mặt đường Ta thấy khi tỷ số của lực ngang Y với lực thẳng đứng P1 càng lớn thì khả năng trật bánh càng nhiều Vậy để giải quyết bài toán chống trật bánh ta đi tính toán trị số của lực ngang Y và lực thẳng đứng P1
Trang 2L
Q
1
P
Y
Pcb
b Q
2 P
P
ms
Phương trượt
Hình 1 Sơ đồ nghiên cứu hiện tượng trật bánh do lực dẫn hướng:
Y - lực dẫn hướng; P cb - lực thẳng đứng đặt lên một bánh xe kể cả tải;
P 1 , P 2 - phản lực của ray tác dụng lên bánh xe ngoμi vμ trong
II.1 Tính lực ngang Y
Xét một giá chuyển hướng chạy trên đường cong Xét các lực tác dụng lên một toa xe gồm hai giá chuyển hướng, mỗi giá bao gồm hai trục Ta ký hiệu lực thẳng đứng đè lên một bánh xe kể cả hàng và bì (tải trọng nguyên cả bì) Pcb, như vậy tải trọng của cả toa xe là 8Pcb và tải trọng trên một trục xe là 2Pcb
Các lực tác dụng vào toa xe bao gồm: lực ly tâm, lực siêu cao, lực gió Sau đây ta đi tính các lực
đó riêng cho thùng xe và giá chuyển hướng:
- Lực ly tâm tác dụng vào thùng xe và đặt ở trọng tâm thùng xe:
I1 =
2
2 t
6 , 3 R g
V P
, KG (1)
- Lực siêu cao của thùng xe:
Ht = Pt
1
p
S
h
, KG (2)
- áp lực gió tác dụng lên thùng xe và đặt ở trọng tâm hình học diện tích hứng gió của thùng xe
Wt = Ft.w , KG (3) Tương tự ở giá chuyển hướng có lực ly tâm Ig, lực siêu cao Hg, lực gió Wg tác dụng vào Vậy ta có lực tổng hợp của các lực ngang song song với mặt đường truyền lên một giá chuyển hướng là Hthg được tính bằng công thức:
Hthg =
2
H W
It + t ư t
+ Ig + Wg - Hg, KG (4) Khi toa xe chạy trên đường cong sẽ có hai chuyển động: chuyển động tịnh tiến theo trục của toa
xe và chuyển động quay xung quanh một điểm gọi là tâm quay, tâm quay này nằm trên trục dọc của giá chuyển hướng
Nấm ray
A F
cb
P
Y N
Lợi bánh β
Trang 3Vị trí tâm quay phụ thuộc vào cự ly giữa hai trục trong một giá chuyển hướng, bán kính đường cong, tốc độ toa xe và độ siêu cao Theo [1] ta có các lực ngang tác dụng lên giá chuyển hướng khi vào đường cong như hình 2:
Fms2
Fms2
Fms1
Fms1 Y
X1
2
X
2l
S 1
lg
Hthg
Hình 2 Sơ đồ lực ngang tác dụng lên giá chuyển hướng khi vμo đường cong.
Trong hình 2: X1 - vị trí tâm quay của bánh dẫn; Fms1, Fms2 - lực ma sát giữa bánh xe và ray do giá chuyển hướng quay quanh tâm quay khi giá chuyển hướng chuyển động trên đường cong, các lực này hướng thẳng góc với đường bán kính quay
Lực ma sát được xác định bằng công thức:
Fms1 = Fms2 = Pcb.μms , KG (5)
Để tìm vị trí tâm quay X1 và lực dẫn hướng Y theo [2], ta dùng phương pháp cộng tác dụng của các lực (phương pháp cộng lực), phương pháp này được trình bày như sau:
II.1.1 Lực dẫn hướng do lực ngang gây ra
Giả sử chỉ có các lực ngang tác dụng lên khung giá chuyển hướng, nó sẽ gây ra các lực dẫn hướng:
- ở bánh 1:
YD1 =
g
g thg
l 2
l
H
=
2
Hthg
(6)
- ở bánh 2:
YD2 = -
g
g thg
l 2
l
H
= -
2
Hthg
(7)
Hình 3 Sơ đồ lực dẫn hướng do lực ngang gây ra.
Trang 4II.1.2 Lực dẫn hướng do lực ma sát gây ra
α
2l
ms2
Y
X 2
Fms2
S1 B
F ms2
α 2
d2 H
thg
g l g 1 X
F ms1
1
d1
ms1 F
A
ms1 Y
Yms1, Yms2 - lực dẫn hướng sinh ra do lực ma sát
Vậy ta có lực dẫn hướng tổng hợp gây ra ở hai trục bánh nay là:
Y1 = YD1 + Yms1
Y2 = YD2 + Yms2
II.2 Tính phản lực P 1 Hình 4 Sơ đồ lực dẫn hướng do lực ma sát gây ra. Để tính phản lực của ray lên bánh xe P1 ta
xét sự phân bố lại áp lực thẳng đứng trên cổ trục
và áp lực tương ứng trên ray dưới ảnh hưởng của lực ngang
Wt
P2 P1
Ht It
α
B A
4
N 4
hp
S1
b2
htxhgio
Trước tiên, ta tính sự phân bố lại tải trọng thẳng đứng ở cổ trục do ảnh hưởng các lực ngang It, Ht và Wt, tức là tìm các lực P1' và P2', sau đó xác định lực P1 và P2 sau khi xét tới ảnh hưởng dao động của bộ phận trên lò xo
b1' - cự ly từ điểm giữa cổ trục ở phía bánh
xe tiếp xúc đến tim ray b2' - cự ly từ giữa cổ trục
ở phía đầu trục bên kia đến tim ray tiếp xúc
R - bán kính bánh xe r - bán kính cổ trục h'tx - chiều cao từ trọng tâm thùng xe đến mặt nấm ray h'gio - chiều cao tâm áp lực gió trên thùng xe:
h'gio = ⎟⎟⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛ + 2
h R
Ta lấy mômen các lực đối với điểm B, ta
được:
Hình 5 Lực tác dụng trên toa xe
vμ truyền xuống một đôi bánh.
P1' = Pcb +
) ' b ' b (
) R ' h ( 4
W ) ' b ' b (
) R ' h ( 4
) H I (
2 1
gio t 2
1
tx t t
+
ư
ư +
+
ư
ư
ư
(8) Lấy mômen các lực đối với điểm A, ta được:
P1' = Pcb -
) ' b ' b (
) R ' h ( 4
W ) ' b ' b (
) R ' h ( 4
) H I (
2 1
gio t 2
1
tx t t
+
ư
ư
ư +
ư
ư
ư
(9)
Ta viết phương trình đối với các lực thẳng đứng, ta sẽ có:
P'1 + P'2 = 2Pcb
Trang 5Ta cần tính tới sự tăng và giảm tải ở ray lưng và ray bụng trên đường cong do dao động của bộ phận trên lò xo khi xe chạy
Trị số tăng và giảm tải này biểu thị bằng hệ số động lực lò xo Kđ, hệ số này được tính bằng công thức sau:
Kd =
q P
P
cb
lx
Plx - lực phụ thẳng đứng do dao động lò xo [KG];
Pcb - tải trọng tĩnh kể cả tải đặt lên một bánh xe [KG];
q - trọng lượng của bộ phận dưới lò xo ở một bánh xe [KG]
Khi tính toán người ta đề nghị coi lực P1 giảm tải với trị số Kđ đầy đủ, còn lực P2 thì giữ nguyên, bởi vì khi toa xe lắc ngang P2 tăng lên chút ít và khi toa xe gật gù, giật trước sau thì nó lại giảm đi Vậy ta có:
X = X min
X = X max
Vòng lặp theo X
Q < 0 ? Vòng lặp theo V
END
V > V max ?
In kết quả Y (V)
X n+1 - X n < e ?
Tính gần đúng X
n = 0
X = lt/2
P x Q < 0 ?
n = 2 ?
n = 1 ?
Tính Yms Y= ΣY i
n = n+1
Q = Y2
X = X max
P = Y2
V = V(i) Tính Y (V)
i = i + 1
i = 0
P1 = P1' - (Pcb - q).Kđ
P2 = P2'
Sau khi xác định được các
lực Y1, P1 và theo [2] thì ta sẽ xác
định được hệ số ổn định trật bánh
có xét tới sự tăng và giảm tải là:
nlx =
1
1
P
Y
(11)
Vậy với:
° nlx < 1,03 thì toa xe đảm
bảo ổn định trật bánh;
° nlx = 1,03 thì toa xe ở trạng
thái giới hạn;
° nlx > 1,03 thì toa xe mất ổn
định trật bánh
Từ các cơ sở lý luận tính
toán trên ta xây dựng được sơ đồ
khối tính lực dẫn hướng Y như
hình bên
IV áp dụng tính tốc độ
cho phép của toa xe
mới chế tạo tại vùng
mỏ Quảng Ninh
Từ sơ đồ khối, tác giả lập
chương trình phần mềm tính hệ
Trang 6số ổn định chống trật bánh toa xe và tương ứng với hệ số ổn định đó ta sẽ có tốc độ gây mất ổn định của toa xe ứng với bán kính đường cong tương ứng Các thông số kỹ thuật toa xe mới chế tạo ở Quảng Ninh cho ở bảng 1
Bảng 1
1 Diện tích thùng xe FT 19,622 m2
2 Trọng lượng thùng xe PT 37800 KG
3 Diện tích hứng gió của giá chuyển hướng Fg 7,53 m2
4 Trọng lượng một giá chuyển hướng Pg 3000 KG
5 Tải trọng tĩnh đặt lên một bánh xe Pcb 5475 KG
6 Trọng lượng bộ phận dưới lx ở 1 bánh xe q 687,5 KG
7 Khoảng cách giữa 2 mặt lăn bánh xe S1 1054 mm
8 Khoảng cách giữa hai tâm cối L 3,67 m
9 Khoảng cách giữa hai trục trong một GCH Lt 1,65 m
10 Đường kính bánh xe 2.RK 750 mm
11 Độ siêu cao hP 80,85 mm
12 Chiều cao đặt lực gió hgio 2,17 m
13 Chiều cao trọng tâm toa xe htx 1,854 m
14 Cự ly từ giữa cổ trục bánh xe đến tim ray b1p 223,5 mm
15 Cự ly ở phía đầu trục bên kia đến tim ray b2p 1277,5 mm
16 Cự ly từ giữa cổ trục đến mép ray trong b1 259,5 mm
17 Cự ly phía đầu trục bên kia đến mép ray trong b2 1241,5 mm
18 Bán kính cổ trục r 60 mm
19 Tổng độ cứng lò xo thép ở một GCH CLX 814,98 KG/mm
V Kết luận
Từ các thông số kỹ thuật trên ta nhập vào chương trình phần mềm, cùng với các bán kính cong ta
sẽ có các tốc độ mất ổn định như bảng 2
V.1 Sự mất ổn định của toa xe đã thiết kế phụ thuộc vào tốc độ chạy và bán kính đường cong như bảng 2
Bảng 2
Trang 7Khi đi vào đường cong với bán kính cong
R [m] Tốc độ mất ổn định V [km/h]
95 32
100 32
125 34
150 38
175 40
200 42
300 44
400 46
V.2 ở các bán kính cong nhỏ dưới 200 m, việc khống chế tốc độ là rất cần thiết, nếu tầu chạy
quá tốc độ tính toán trên sẽ rất dễ gây mất ổn định trật bánh
Hiện nay các toa xe, đầu máy tại Vùng mỏ thiếu rất nhiều điều kiện an toàn, như trang thiết bị
hãm, hệ thống xả cát Vì vậy ở các bán kính cong nhỏ đặc biệt phải được khống chế tốc độ và phải có
hệ thống xả cát chống trượt Đây cũng là một vấn đề quan trọng mà lãnh đạo xí nghiệp quan tâm và
đang tìm các giải pháp kỹ thuật khắc phục
Tài liệu tham khảo
[1] I VIVANOB Kết cấu tính toán và động lực học đầu máy (Tiếng Nga), MOSKVA, 1968
[2] I V VECSINSKI Động lực học toa xe (Tiếng Nga), MOSKVA, 1972 ♦
