ЦЕЛЬНОКАТАНОЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОЕ КОЛЕСО
ALL-ROLLED RAILROAD WHEEL

Изобретение относится к транспортным, дисковым колесам диаметром 957 мм и может быть использовано в качестве железнодорожного цельнокатаного колеса подвижного состава на Российских железных дорогах.
Известно железнодорожное колесо диаметром 957 мм, см. ГОСТ 9036-88, которое состоит из обода, ступицы и соединяющего их диска, имеющего коническую форму. Главными недостатками данного аналога являются недостаточно высокий ресурс и надежность. Причина этих недостатков заключается в низкой усталостной прочности конического диска колеса. Поэтому проводятся исследования усталостных явлений, возникающих в диске колеса при эксплуатации, и ищется рациональная форма диска колеса, позволяющая повысить ресурс и надежность колеса за счет повышения усталостной прочности диска. Для этого, в первую очередь, надо снижать растягивающие напряжения, приводящие к образованию трещин.
Из известных технических решений наиболее близким по технической сущности к заявляемому устройству является цельнокатаное железнодорожное колесо диаметром 957 мм (фиг.2), см. патент РФ №2 259 279 (БИ №24, 2005 г.), которое выбрано в качестве прототипа. В устройстве-прототипе диск выполнен в радиальном сечении колеса криволинейным с выгибом в центральной части в сторону наружной поверхности колеса. При этом в радиальном сечении колеса центральная линия диска в месте его сопряжения с галтелями ступицы смещена от середины ступицы в сторону внешней поверхности колеса на 25-45 мм (b=25-45 мм, см. фиг.2), а центральная линия диска в месте его сопряжения с галтелями обода смещена в сторону внешней поверхности колеса относительно места сопряжения центральной линии диска с галтелями ступицы на 10-25 мм (а=10-25 мм, см. фиг.2).
Недостатками устройства-прототипа являются недостаточно высокий ресурс и надежность из-за высоких растягивающих напряжений в зонах выгиба диска и сопряжения диска со ступицей. Кроме этого в этих зонах при эксплуатационном нагружении возникают пластические деформации, накопление которых при повторных циклических нагружениях приводит к возникновению трещин и разрушению. Указанные недостатки негативным образом отражаются на безопасности движения на железных дорогах.
Кроме того, указанные выше смещения центральной линии диска в радиальном сечении имеют большие диапазоны, а именно они существенно влияют на напряженно-деформированное состояние колес в эксплуатации.
Целью изобретения является повышение ресурса и надежности колес предлагаемой конструкции, а следовательно, эксплуатационной стойкости этих колес за счет снижения растягивающих напряжений в зонах концентрации и максимального снижения величины пластических деформаций в этих зонах, что приводит к снижению вероятности появления трещин в течение всего срока службы колеса при нагрузке на ось до 30 тс.
Поставленная цель достигается тем, что толщина диска без учета галтелей в местах его сопряжения с ободом и ступицей выполнена переменной на всем его протяжении или части этого протяжения. Причем смещение центральной линии диска в месте его сопряжения с галтелями ступицы от ее середины равно 8-19 мм в направлении внешней поверхности колеса, а смещение центральной линии диска в месте его сопряжения с галтелями обода от места сопряжения центральной линии диска с галтелями ступицы равно 27-38 мм в направлении внешней поверхности колеса.
Возможно исполнение колеса, при котором толщина диска на его протяжении вдоль центральной линии от места сопряжения диска с галтелями обода до середины криволинейного выгиба постоянна, а на остальном указанном протяжении диска его толщина переменна и постепенно увеличивается. Причем увеличение толщины диска в месте сопряжения диска с галтелями ступицы может составлять от 10% до 95% от величины постоянной толщины диска.
Изобретение поясняется прилагаемыми чертежами, где:
- на фиг.1 показано радиальное сечение цельнокатаного железнодорожного колеса предлагаемой конструкции;
- на фиг.2 показано радиальное сечение цельнокатаного железнодорожного колеса-прототипа;
- на фиг.3 для сравнительного расчета выделены следующие зоны в радиальном сечении расчетной модели колеса: 1 - верхняя внутренняя радиусная поверхность диска; 2 - внутренняя поверхность выгиба диска; 3 - нижняя внутренняя радиусная поверхность диска; 4 - верхняя наружная радиусная поверхность диска; 5 - наружная поверхность выгиба диска; 6 - нижняя наружная радиусная поверхность диска.
В описании изобретения даны 3 таблицы. В таблицах для указанных зон, см. фиг.3, представлены следующие компоненты напряженно-деформированного состояния:
r
о
θ
о
- σ, σ и σ - соответственно радиальные, осевые и окружные напряжения, МПа (компонента напряжений σ в таблицах не приводится ввиду ее малости по сравнению с другими компонентами напряжений);
-  - интенсивность пластических деформаций, %.
Цельнокатаное железнодорожное колеса предлагаемой конструкции, см. фиг.1, в радиальном сечении можно условно разделить на обод I с гребнем II и поверхностью катания III, номинальный диаметр которой 957 мм, диск IV с выгибом V и ступицу VI. Диск IV соединяет обод I и ступицу VI.
В местах сопряжения с ободом и ступицей диск имеет с двух сторон галтели. На фиг.1 показана центральная линия диска «А - Б». Точка «А» находится в месте сопряжения центральной линии диска с галтелями обода, а точка «Б» находится в месте сопряжения центральной линии диска с галтелями ступицы. Линия «В» является средней линией обода, а линия «Г» - средней линией ступицы. При этом смещение «b» (фиг.1) центральной линии диска в месте его сопряжения с галтелями ступицы (точки «Б») от ее середины (линии «Г») равно 8-19 мм в направлении внешней поверхности колеса, а смещение «а» (фиг.1) центральной линии диска в месте его сопряжения с галтелями обода (точки «А») от места сопряжения центральной линии диска с галтелями ступицы (точки «Б») равно 27-38 мм в направлении внешней поверхности колеса.
Толщина диска вдоль средней линии «А-Б», см. фиг.1, от места его сопряжения с галтелями обода (от точки «А») до середины криволинейного выгиба постоянна и равна «h». Толщина диска вдоль средней линии «А-Б», см. фиг.1, от середины криволинейного выгиба до места его сопряжения с галтелями ступицы (до точки «Б») переменна и постепенно увеличивается. Причем увеличение толщины диска в месте сопряжения диска с галтелями ступицы (в точке «Б») может составлять от 10% до 95% от постоянной толщины диска «h».
Методами имитационного компьютерного моделирования были выполнены сравнительные расчеты параметров напряженно-деформированного состояния и интенсивности пластических деформаций предлагаемого колеса и колеса-прототипа, результаты которых представлены в таблицах 1-3.
В предлагаемом варианте сравнение нового колеса с прототипом осуществлялось на основе анализа напряжений, возникающих как при механических, так и тепловых эксплуатационных воздействиях при максимальной и минимально допустимой толщине обода 74 и 22 мм по следующим вариантам:
верт
1. Вертикальная нагрузка Р с учетом коэффициента динамика принималась равной 65 тс с приложением по поверхности катания при смещении от круга катания на 44 мм в сторону наружной поверхности колеса.
верт
верт
2. Реализации двухточечного контакта при вертикальной нагрузке, равной с учетом коэффициента динамика Р=65 тс, и горизонтальной силе, равной 0,4 от Р.
3. Длительное торможение 1200 с при использовании композиционных колодок.
Данные, представленные в таблицах, получены на основе решения нелинейных нестационарных задач теплопроводности и термовязкоупругопластичности, а также разработанного соответствующего программного обеспечения, прошедшего необходимую сертификацию и верификацию.
Таблица 1.
Значения компонентов напряжений и интенсивности пластических деформаций в момент окончания длительного торможения для различных вариантов геометрии цельнокатаных колес с криволинейными дисками и толщиной обода 74 мм, МПа
Расчетный параметр
Номер зоны (фиг.3)
Для прототипа (фиг.2)
Для заявляемого устройства (фиг.1)
компонента напряженийσ<sub>r</sub>
1
236
184
2
714
694
3
-690
-443
4
365
134
5
-451
-253
6
737
708
компонента напряжений σ<sub>θ</sub>
1
128
97
2
424
345
3
-269
-241
4
175
120
5
256
300
6
471
474
интенсивность пластических деформаций <img file="00000002.tif" he="6" wi="8" img-content="undefined" img-format="tif" />%
1
-
-
2
0,003
0,001
3
0,0003
-
4
-
-
5
-
-
6
0,0052
0,0032
Таблица 2.
Значение компонентов напряжений для различных вариантов геометрии цельнокатаных колес с криволинейными дисками при вертикальной нагрузке 65 тс, горизонтальной нагрузке 26 тс и толщине обода 74 мм, МПа
Компонента напряжений
Номер зоны (фиг.3)
Для прототипа (фиг.2)
Для заявляемого устройства (фиг.1)
σ<sub>r</sub>
1
255
116
2
-506
-455
3
-545
-162
4
-520
-381
5
216
177
6
285
45
σ<sub>θ</sub>
1
128
88
2
-120
-133
3
-230
-67
4
-71
-34
5
304
187
6
132
33
Таблица 3.
Значения компонентов напряжений для различных вариантов геометрии цельнокатаных колес с криволинейными дисками при вертикальной нагрузке 65 тс, смещении точки контакта от круга катания на 44 мм в сторону наружной поверхности колеса и толщины обода 22 мм, МПа
Компонента напряжений
Номер зоны(фиг.3)
Для прототипа (фиг.2)
Для заявляемого устройства (фиг.1)
σ<sub>r</sub>
1
274
209
2
-122
-29
3
300
163
4
-683
-561
5
-80
-163
6
-417
-325
σ<sub>θ</sub>
1
232
196
2
15
58
3
184
138
4
-210
-174
5
-41
-47
6
-102
-70
Сравнивая величины параметров, приведенные в таблицах 1-3, можно сделать вывод о том, что предлагаемая конструкция колеса по сравнению с прототипом позволяет снизить в среднем на несколько десятков процентов наибольшие растягивающие напряжения в зонах концентрации и существенно (в 1,5 и более раз) снизить величины пластических деформаций в этих зонах.
Следовательно, повышается эксплуатационная стойкость предложенной конструкции колеса и снижается вероятность появления трещин в течение всего срока службы колеса при нагрузке на ось до 30 тс, что позволяет достичь цели изобретения - повышения ресурса и надежности колес.