Iz заг
|
|
1,293 E +11
|
1,4 E +12
|
1,41 E +12
|
4.3 Математична інерційна модель
Математичної інерційної моделлю кузова з довільними координатними осями і центрально головними осями є вирази (4.4, 4.5):
(4.4)
(4.5)
-
Виброзащитная модель динамічної системи
5.1 Характеристики ресорного підвішування двухосной візка вантажного вагону
Таблиця 5.1
Параметри пружин ресорного комплекту
№ п / п
|
Параметр
|
Зовнішня пружина,
|
Внутрішня пружина,
|
1
|
Середній діаметр, мм
Діаметр перетину пружини, мм
|
|
|
2
|
Число робочих витків
|
|
|
3
|
Висота пружини в вільному стані, мм
|
|
|
Вертикальна жорсткість блоку дворядної пружини
Жорсткість дворядної пружини дорівнює сумі жорсткостей зовнішньої і внутрішньої однорядних пружин :
, (5.1)
де - Номер однорядною пружини в блоці багаторядної пружини .
Жорсткості зовнішньої і внутрішньої пружин визначаємо за формулою:
, (5.2)
де - Діаметр прутка;
- Середній діаметр пружини;
- Модуль пружності другого роду ( Н / м 2).
Жорсткості зовнішньої і внутрішньої пружин відповідно:
; .
Жорсткість однієї дворядної пружини дорівнює:
Так як ресорний комплект складається з 7 дворядних пружин, то вертикальна жорсткість ресорного комплекту складає:
, (5.3)
Поперечна жорсткість однорядних пружин
Поперечна жорсткість пружин визначається за формулою:
, (5.4)
де - Бічна навантаження на пружину;
- Поперечне зміщення верхнього вузла пружини при затиснених кінцях пружини:
, (5.5)
де - Коефіцієнти:
(5.6)
, - Полярний і осьової моменти інерції перерізу прутка однорядною пружини:
(5.7)
- Діаметр прутка однорядною пружини;
- Модулі пружності першого та другого роду, ( Н / м 2).
- Вільна висота пружини;
- Деформація ресорного комплекту під вертикальним навантаженням:
, (5.8)
- Маси тари, візки, надресорна балки, вантажу;
- Прискорення вільного падіння, 9,8 м / с 2;
- Вертикальне навантаження на один ресорний комплект, .
Деформація ресорного комплекту під вертикальним навантаженням дорівнює:
Таблиця 5.2
Значення коефіцієнтів і моментів інерції для пружин
|
k 1, 1/Нм 2
|
k 2, 1 / Н
|
, М 4
|
, М 4
|
Зовнішня пружина
|
9,44 × 10 -5
|
3,64 × 10 -6
|
7, 95 × 10 -8
|
3,97 × 10 -8
|
Внутрішня пружина
|
58,6 × 10 -5
|
8,6 × 10 -6
|
1,28 × 10 -8
|
0,64 × 10 -8
|
Поперечна жорсткість зовнішньої і внутрішньої пружин відповідно:
Поперечна жорсткість дворядної пружини і ресорного комплекту
Дворядна пружина має жорсткість:
(5.9)
Жорсткість ресорного комплекту дорівнює:
(5.10)
5.2 навантаженість системи силами пружності і реакціями сил пружності
Послідовно задаємо центру мас кузова переміщення , Будуємо схеми переміщень, знаходимо переміщення пружних зв'язків і по них - деформації і зусилля у напрямку координатних осей ресорного комплекту .
Для вантажного вагона, що знаходиться на жорсткому шляху, можливими переміщеннями є:
q 1 - переміщення від коливання посмикування;
q 2 - від коливання підстрибування;
q 3 - бічного відступу:
q 4 - бічного повороту;
q 5 - коливання виляння;
q 6 - коливання галопування.
Малюнок 5.7 Розрахункова схема вагона
Малюнок 5.7 - Схема навантаженості від q 1
-
Деформації: d u = U 2-U 1 = q 1 -0 = 1; d v = V 2-V 1 = 0; d w = W 2-W 1 = 0.
-
Сили пружності: P u = C u × d u = 42,95 × 10 5 × 1 = 42,95 × 10 5 (Н).
-
Реакції:
S X = 0; r 11 = 4 × P u = 4 × C u × d u = 4 × 42,95 × 10 5 = 171,8 × 10 5 (Н); S Y = 0; r 21 = 0;
S Z = 0; r 31 = 0; S M x = 0; r 41 = 0;
S M y = 0; r 51-P u 1 × b 1 + P u 2 × b 2-P u 3 × b 3 + P u 4 × b 4 = 0; r 51 = 0 (вагон симетричний);
S M z = 0; r 61 -4 × P u (s) × h c * = 0; r 61 = 4 × P u (s) × h c * = 4 × 42,95 × 10 5 × 2,169 = 351 , 1 × 10 5 (Н × м).
Малюнок 5.7 - Схема навантаженості від q 2
-
Деформації: d v = V 2-V 1 = q лютого -0 = 1.
-
Сили пружності: P v = C v × d v = 4 × 10 6 × 1 = 4 × 10 6 (Н).
-
Реакції:
S X = 0; r 12 = 0;
S Y = 0; r 22 = 4 × P v = 4 × C v × d v = 4 × 4 × 10 6 × 1 = 16 × 10 6 (Н);
S Z = 0; r 32 = 0;
S M x = 0; r 42 = 0;
S M y = 0; r 52 = 0;
S M z = 0; r 62 + P v 1 × l 1 + P v 2 × l 2-P v 3 × l 3-P v 4 × l 4 = 0; r 62 = 0 (вагон симетричний).
Малюнок 5.7 - Схема навантаженості від q 3
-
Деформації: d u = U 2-U 1 = 0; d v = V 2-V 1 = 0; d w = W 2-W 1 = q 3 -0 = 1.
-
Сили пружності: P w = C w × d w = 42,95 × 10 5 × 1 = 42,95 × 10 5 (Н).
-
Реакції:
S X = 0; r 13 = 0; S Y = 0; r 23 = 0;
S Z = 0; r 33 = 4 × P w = 4 × C w × d w = 4 × 42,95 × 10 5 × 1 = 171,8 × 10 5 (Н);
S M x = 0; r 43-P w 1 × h c *-P w 2 × h c *-P w 3 × h c *-P w 4 × h c * = 0;
r 43 = 4 × P w × h c * = 4 × 42,95 × 10 5 × 2,169 = 351,1 × 10 5 (Н × м)
S M y = 0; r 53 = 0 (вагон симетричний);
S M z = 0; r 63 = 0.
Малюнок 5.7 - Схема навантаженості від q 4
-
Деформації: d v 1 = V 2-V 1 =- b × q 4 -0 = 1,018 (м); d v 2 = V 2-V 1 = b × q чотири -0 = 1,018 (м)
d w = W 2-W 1 =- h c × q 4 -0 = 2,044 × 1 = 2,044 (м);
-
Сили пружності: P v = C v × d v = 4 × 10 6 1,018 = 4,072 × 10 6 (Н);
P w = C w × d w =- C w × h c = 42,95 × 10 5 × 2,044 = 87,777 × 10 5 (Н).
-
Реакції:
S X = 0; r 14 = 0; S Y = 0; r 24 + P v 1-P v 2 + P v 3-P v 4 = 0; r 24 = 0 (вагон симетричний);
S Z = 0; r 34 + P w 1 + P w 2 + P w 3 + P w 4 = 0; r 34 = -4 P w = 4 × 87,777 × 10 5 = 351,1 × 10 5 (Н) ;
S M x = 0; r 44-P v 1 × b 1-P v 2 × b 2-P v 3 × b 3-P v 4 × b 4-P w 1 × h c *-P w 2 × h c *-P w 3 × h c *-P w 4 × h c * = 0; r 44 = 4 P v × b +4 P w × h c * = 4 × 4,072 × 10 6 1,018 +4 × 87,777 × 10 травня × 2,169 = 927,3 × 10 5 (Н × м);
S M y = 0; r 54 - P w 1 × l 1-P w 2 × l 2-P w 3 × l 3-P w 4 × l 4 = 0; r 54 = 0 (вагон симетричний);
S M z = 0; r 64-P v 1 × l 1 + P v 2 × l 2 + P v 3 × l 3-P v 4 × l 4 = 0; r 64 = 0 (вагон симетричний).
Малюнок 5.7 - Схема навантаженості від q 5
-
Деформації: d u 1 = U 2-U 1 = b 1 × q 5 -0 = 1,018 (м); d u 2 = U 2-U 1 =- b 1 × q 5 -0 = 1,018 (м);
d v = V 2-V 1 = 0; d w 1 = W 2-W 1 =- l 1 × q 5 -0 = 5 (м); d w 3 = l 3 × q 5 -0 = 5 (м ).
-
Сили пружності: P u = C u × d u = 42,95 × 10 5 × 1,018 = 43,723 × 10 5 (Н);
P w 1 = C w × d w 1 =- C w × l 1 = 42,95 × 10 5 × 5 = 214,75 × 10 5 (Н).
-
Реакції:
S X = 0; r 15 = 0; S Y = 0; r 25 = 0;
S Z = 0; r 35 + P w 1 + P w 2-P w 3-P w 4 = 0; r 35 = 0 (вагон симетричний);
S M x = 0; r 45-P w 1 × h c *-P w 2 × h c * + P w 3 × h c * + P w 4 × h c * = 0; r 45 = 0 (вагон симетричний );
S M y = 0; r 55-P u 1 × b 1-P u 2 × b 2-P u 3 × b 3-P u 4 × b 4-P w 1 × l 1-P w 2 × l 2 -P w 3 × l 3-P w 4 × l 4 = 0;
r 55 = 4 × P u × b +4 × P w × l = 4 × 43,723 × 10 5 × 1,018 +4 × 214,75 × 10 5 × 5 = 447,3 × 10 6 (Н × м);
S M z = 0; r 65 + P u 1 × h c *-P u 2 × h c * + P v 3 × h c *-P u 4 × h c * = 0; r 65 = 0 (вагон симетричний).
Малюнок 5.7 - Схема навантаженості від q 6
-
Деформації: d u = U 2-U 1 = h c × q 6 -0 = 2,044 (м); d v 1 = d v 2 = V 2-V 1 = l 1 × q 6 -0 = 5 (м) ;
d v 3 = d v 4 = V 2-V 1 = l 3 × q 6 -0 = 5 (м).
-
Сили пружності: P u = C u × d u = 42,95 × 10 5 × 2,044 = 87,777 × 10 5 (Н);
P v = C v × d v = 4 × 10 6 × 5 = 2 × 10 7 (Н).
-
Реакції:
S X = 0; r 16 = 4 × C u × h c = 4 × 42,95 × 10 5 × 2,044 = 351,1 × 10 5 (Н);
S Y = 0; r 26-P v 1-P v 2 + P v 3 + P v 4 = 0; r 26 = 0 (вагон симетричний);
S Z = 0; r 36 = 0;
S M x = 0; r 46 + P v 1 × b 1-P v 2 × b 2-P v 3 × b 3 + P v 4 × b 4 = 0; r 46 = 0 (вагон симетричний)
S M y = 0; r 56-P u 1 × b 1 + P u 2 × b 2-P u 3 × b 3 + P u 4 × b 4 = 0; r 56 = 0 (вагон симетричний);
S M z = 0; r 66-P u 1 × h c *-P u 2 × h c *-P u 3 × h c *-P u 4 × h c *-P v 1 × l 1-P v 2 × l 2-P v 3 × l 3-P v 4 × l 4 = 0;
r 66 = 4 × 87,777 × 10 5 × 2,169 +4 × 2 × 10 7 × 5 = 476,1 × 10 6 (Н × м).
5.3 Математична модель віброзахисної системи вагона
На кузов вагона діє система реакцій сил пружності, обумовлена коливаннями . Реакції у зв'язках у напрямку координатних осей від . Підсумовуються, утворюючи у вузлі вектор реактивних зусиль:
(5.12)
де - Матриця коефіцієнтів жорсткості несиметричного вагони:
, (5.13)
- Вектор переміщень центру мас кузова вагона.
-
Зовнішня навантаженість динамічної системи
6.1 Фізична модель навантаженості вагона
Малюнок 6.3 - Схема для розрахунку переміщення колісних пар
Навантаженість характеризується силами пружності в ресорному підвішуванні і реакціями сил пружності в центрах мас тіл . Динамічна система отримує гармонійні обурення від нерівності шляху через колісні пари за схемою малюнок 6.1. За початок відліку приймаємо систему координат кузова . Переміщення коліс першого візка по відношенню до центру мас кузова мають випередження, а другий - відставання по фазі, що враховуються кутами зсуву фаз :
, (6.1)
де - Кути зсуву фаз в переміщеннях колісних пар:
, (6.2)
- Амплітуда і довжина хвилі вертикальної нерівності шляху;
- Частота вимушених кінематичних збурень,
(6.3)
При середній швидкості руху вагона отримаємо:
Переміщення буксових вузлів рівні переміщенням точок контакту коліс з рейками (рисунок 6.1):
(6.4)
З схем переміщень бічних рам знаходимо переміщення нижніх опорних поверхонь ресорних комплектів:
(6.5)
Деформації і сили пружності в віброзахисних зв'язках при значеннях переміщень (6.5) становлять:
(6.6)
(6.7)
Малюнок 6.3 - Розрахункова схема для визначення обурює навантаження
6.2 Математична модель зовнішніх збурюючих навантажень
Спочатку сили пружності (6.7) в ресорному підвішуванні на схемах (рисунок 6.2) позитивні.
Сили пружності (6.7) викликають у зв'язках центрально-координатного вузла кузова реакції збурюючих навантажень (рисунок 6.2). З рівноваги кузова вектор кінематичних збурюючих навантажень дорівнює:
, (6.8)
де .
При значеннях сил (6.7) і (6.4) реакції (6.8) приймають значення:
(6.9)
(6.10)
(6.11)
У несиметричному вагоні возмущающие зусилля викликають коливання . Оскільки коливання через реакції пов'язані з , А останні через реакції з (5.12), то виникають всі коливання кузова . Кузов зазнає складні вимушені коливання.
У симетричному вагоні при лінійні реакції (6.9) не змінюються, а кутові - (6.10), (6.11) стають рівними:
(6.12)
Возмущающие реакції викличуть в системі коливання і . Коливання виникає внаслідок взаємозв'язку через реакції . Якщо реакції малі , То будемо мати тільки два види коливань - і .
У реакціях обурення від колісних пар зрушені по фазі ( ), Що створює деякі труднощі у вирішенні задачі. Для спрощення рішення складемо складові гармонійних збурень у цих реакціях. Додавання виконаємо графічним способом, використовуючи інтерпретацію обертових векторів і їх проекцій на горизонтальну вісь .
Малюнок 6.3 - Векторна діаграма
Для складання функцій в реакції (6.9), проведемо радіусом, рівним амплітуді кінематичного збурення , Окружність і відповідно до кутами зсуву фаз , Відкладемо послідовно амплітуди збурень по колісних парах (малюнок 6.3). Складемо вектори амплітуд , і , у візках і отримуємо значення .
Виконавши додавання векторів по візків, знаходимо еквівалентну амплітуду вектора збурень для вагона - , Яка відповідає коливанню .
З векторної діаграми визначаємо: .
Проекція вектора на горизонтальну вісь дає функцію сумарного збурення на вагон:
(6.13)
Ця функція замінює вираз, що стоїть у фігурних дужках (6.9). Значення сумарної обурює реакції на вагон тепер дорівнюють:
(6.14)
де - Амплітуда вимушених коливань по коливанню підстрибування, .
Аналогічно викладеному виробляємо складання збурюючих функцій в реакції . Знак мінус у другій квадратної скобці враховується зміною напрямку вектора на зворотний.
Сумарне значення обурює функції по коливанню галопування одно:
, (6.15)
де - Амплітуда вимушених коливань по коливанню галопування.
Висновки:
-
Найбільші значення сил вертикальних збурень отримаємо, якщо вектори амплітуд збурень за візків будуть збігатися. Це відбудеться у випадку рівності бази вагона довжині хвилі нерівності. При цьому реакція збурень по шостому коливання стає нескінченно малою, .
-
Найбільшого значення реакція досягає, коли співпадають вектори амплітуд коливань . Це відбувається у випадку, коли база вагона дорівнює половині довжини нерівності шляху . Проте в цьому випадку реакція збурень по коливанню підстрибування звертається в нуль, .
6.3 Математична модель динаміки вагона на ресорах
Математичної моделлю є система диференціальних рівнянь, що описує коливання вагона в функції часу.
Рівняння коливань отримуємо з рівняння динамічної рівноваги реакцій в центрально-координатному вузлі кузова, підсумовуючи реакції по блок-моделям силових підсистем: інерційної, віброзахисної, зовнішніх збурень. Для несиметричного вагона, з центрально-головними осями система рівнянь коливань дорівнює:
(6.16)
Рівняння коливань системи в матричному представленні:
(6.17)
(6.18)
Для симетричного вагони, з-за відсутності багатьох побічних реакцій, отримуємо незалежні рівняння коливань:
(6.19)
і взаємопов'язані рівняння бічних коливань:
(6.20)
Рівняння коливань (6.16 - 6.20) описують спільні вільні і вимушені коливання вагону. Розглянемо динаміку вільних і вимушених коливань.
-
Вільні коливання вагона на ресорах
7.1 Рівняння вільних коливань вагону
Вільні коливання спостерігаються при припиненні дії збурюючих сил або при зміні силових характеристик динамічної системи.
Рівняння вільних коливань кузова вагона, в системі головних, центрально-координатних осей:
в розгорнутій формі:
, (7.1)
в розгорнуто-матричній формі:
, (7.2)
(7.3)
(7.4)
7.2 Визначення частот вільних коливань
Рішеннями однорідних рівнянь (7.1 - 7.4) є тригонометричні функції:
(7.5)
Або в загальному вигляді:
(7.6)
Другі похідні є прискореннями коливань тіла:
, (7.7)
де - Амплітуда вільних коливань;
- Частота вільних коливань.
Підставляючи і в рівняння вільних коливань (7.1 - 7.4), отримуємо рівняння коливань в алгебраїчній формі:
, (7.8)
, (7.9)
(7.10)
В отриманих рівняннях амплітуди коливань не рівні нулю, оскільки система коливається. Щоб тотожності задовольнялися, необхідно рівність нулю визначників складених з коефіцієнтів при невідомих амплітудах, тобто:
, (7.11)
(7.12)
(7.13)
Отримані рівняння (7.11 - 7.13) є рівняннями частот. З рішення рівняння (7.12), знаходимо частоти вільних коливань, 1 / с:
(7.14)
Розкриваючи визначник (7.13), отримуємо вираз виду
(7.15)
Після перетворення (7.15) приходимо до характеристическому рівнянню:
, (7.16)
де - Частотний параметр, .
З рівняння (7.16) корені рівні:
7.3 Форми коливань вагону
Приватними рішеннями для симетричного вагона є функції:
(7.19)
(7.20)
Приватним рішенням (7.19) відповідають форми коливань посмикування, підстрибування, виляння, галопування. Рішенням рівнянь (7.20) відповідають коливання бічної хитавиці I і II роду.
-
Вимушені коливання вагона на ресорах
8.1 Резонансні коливання кузова вагона
При русі по гармонійної нерівності шляху реактивні зусилля в симетричному вагоні викликають коливання підстрибування і галопування, які описуються рівняннями (6.19):
(8.1)
(8.2)
Рівняння (8.1) і (8.2) однотипні. Простежимо рішення одного з рівнянь, наприклад, коливання підстрибування. Інше буде вирішуватися аналогічно першому.
Загальне рішення рівняння (8.1) складається з приватного рішення однорідного рівняння (без першої частини) і приватного рішення неоднорідного рівняння (з правою частиною):
(8.3)
Приватне рішення відповідає вільних коливань системи (рис.8.1, б), а приватне рішення - Вимушеним (рис. 8.1, а).
Довільні постійні є амплітудами вільних і вимушених коливань.
Якщо підставимо приватні похідні , відповідно в однорідне і неоднорідні рівняння, то знайдемо
(8.4)
Загальне рішення (8.3) випаде тепер у вигляді:
(8.5)
Можливі наступні випадки коливань системи:
Резонансною випадком (режимом) коливань вважають той, коли різниця між частотами становить не більше 15%.
Коливання в нерезонансний області
При відхиленні вагона від положення статичної рівноваги на величину , Вагон здійснює гармонійні коливання, зумовлені першим членом рівняння (8.5). При впливі на вагон тільки збурюючих навантажень вагон здійснює гармонійні коливання з частотою і амплітудою . Закон коливань визначається другим членом рівняння (8.5). У випадку впливу на вагон одночасно початкових збурень і збурюючих навантажень руху вагона визначаються загальним рівнянням (8.5).
Через наявність в системі сил тертя, вільні коливання з часом згасають і рух системи визначається другим членом рівняння (8.5).
Коливання вагона в резонансній і близьким до резонансу режимах
Вважаємо, що частоти збурень близькі до частоти вільних коливань:
(8.6)
де - Нескінченно мала величина.
Динаміка вагона визначається законом руху (8.5) з урахуванням значень параметрів (8.4).
Довільні постійні у вирішенні (8.5) знайдемо з початкових умов рухів системи. Вважаємо, в початковий момент руху переміщення та швидкість були рівні нулю, тобто:
(8.7)
З рішення системи (8.7) знаходимо:
(8.8)
Загальне рішення (8.5) з урахуванням (8.8) та наступним її перетворенням через тригонометричні функції половинних кутів приймає вигляд:
(8.9)
Періоди тригонометричних функцій дорівнюють:
(8.10)
Малюнок 8.1 - Графік коливань биття
Період , Оскільки - Нескінченно мала величина. Закон коливань системи за умовою (8.9) показаний на малюнку 8.1. Коливання заданого виду називають коливаннями биття.
При більш близькому збігу частот, у виразі (8.9) можна прийняти . Тоді закон коливань підстрибування при обліку значення (8.8) буде виражений функцією:
(8.11)
Коливання пропорційні часу і наростають з плином часу (малюнок 8.2).
Малюнок 8.2 - Графік коливань
За час одного циклу коливань відбувається прирощення амплітуд коливань на величину:
, (8.12)
Аналогічно викладеного можна вирішити рівняння коливань галопування (8.2) і знайти параметри коливань:
(8.13)
Висновки:
-
Коливання динамічної системи без сил тертя небезпечні тим, що в резонансній і околорезонансном режимах відбуваються значні наростання амплітуд коливань. Виникає обезгрузка колісних пар і втрата їх стійкості проти вкочування на голівку рейки. Можливі саморозчеплення вагонів.
-
Рівень коливань визначається величиною збурюючих навантажень , А останні співвідношеннями:
-
3. Для зниження коливань необхідно ввести в рессорное підвішування дисипативні сили: в'язкого або сухого тертя.
8.2 Визначення параметрів гасителів коливань
Параметри гасителів сухого тертя
Необхідні значення сил тертя гасителів в першому наближенні визначимо з умови енергетичного принципу.
Робота сил тертя гасителів за один період коливань повинна дорівнювати приросту потенційної енергії ресорного підвішування вагона за той же період:
(8.14)
де - Число гасителів і ресор у вагоні.
- Робота сил тертя і збільшення потенційної енергії в ресорному комплекті при коливанні по осі .
Роботу сил сухого тертя фрикційного гасителя знайдемо за площею гистерезисной петлі силовий характеристики гасителя (ріс.8.3, а):
, (8.15)
а приріст потенційної енергії - по роботі сил пружності (рис. 8.3, б):
, (8.16)
де - Сили тертя при стисканні і розтягуванні гасителя в середньому положенні;
- Амплітуда деформацій ресор і гасителя;
- Приріст деформацій ресор за період коливань;
- Сили пружності на початку і в кінці періоду коливання ресорного комплекту:
, (8.17)
- Вертикальна жорсткість ресорного комплекту.
Малюнок 8.3-Робота сил тертя
Для вагону умова енергетичного балансу маємо однакову:
(8.18)
Звідки необхідні значення сил тертя, при допущенні на увазі малості, отримуємо рівним:
(8.19)
Приріст вертикальних деформацій ресор знаходимо за збільшенню амплітуд коливань підстрибування і галопування:
(8.20)
де - Полубаза вагона.
Прийнято сили тертя оцінювати через питомі характеристики - коефіцієнти відносної сил тертя при стисненні і розтягуванні .
(8.21)
де - Сила пружності в ресорному підвішуванні від статичних навантажень.
(8.22)
і тоді вираз (8.19) представимо як
(8.23)
Або
(8.24)
де - Середня необхідна величина коефіцієнта відносного тертя гасителя коливань.
Таким же чином можна отримати параметр . По коливань підстрибування і галопування вибирають найбільше. Значення прийнятого коефіцієнта відносного тертя для розрахунку гасителів коливань є наближеним і в наступних дослідженнях уточнюється в динамічних системах з сухим тертям в ресорному підвішуванні.
На підставі енергетичного способу можуть бути визначені параметри гасителів в'язкого тертя.
Робота сил тертя гідравлічного гасителя коливань дорівнює:
(8.25)
Звідки на підставі енергетичного принципу:
(8.26)
Л ітература
-
Вершинський, С.В., Данилов, В.М., Хусід, В.Д. Динаміка вагони: Підручник для вузів ж.-д. трансп. / Под ред. С.В. Вершинський. - М.: Транспорт, 1991. - 360 с.
-
Сенаторів, С.А. Прогнозування навантаженості, зносу і динаміки рухомого складу: Ч.1. Динамічні системи рухомого складу та методи їх дослідження. Уч. посіб. - К.: Вид. УЕМІІТ, 1996 - 104 с.
-
Сенаторів, С.А. Прогнозування навантаженості, зносу і динаміки рухомого складу: Ч.2. Інерційні моделі динамічних систем рухомого складу. Уч.пособ. - К.: Вид. УЕМІІТ, 1996. - 71 с.
|