stress state in the tapered beam bending – analytical and … · 2019-09-02 · prismatic beams...

POJAZDY SZYNOWE / RAIL VEHICLES NR 2/2019

Stan naprężenia w zginanej belce o zmiennej wysokości – badania analityczne i numeryczne MES

prof. dr hab. inż. Krzysztof Magnucki dr hab. inż. Jerzy Lewiński, prof. Instytutu dr inż. Hanna Stawecka Sieć Badawcza Łukasiewicz - Instytut Pojazdów Szynowych „TABOR”

Stress state in the tapered beam bending – Analytical and numerical FEM studies

The paper is devoted to comparative analysis of the stress state in bending of a tapered cantilever beam, calculated analytically and numerically (FEM). The analytical model is described based on bibliography, moreover, the numerical FEM model is developed with the use of the SolidWorks software. The results i.e. the stresses obtained by analytical and numerical calculation are compared and specified in Tables and Figures.

Praca przestawia analizę porównawczą stanu naprężenia w zginanej belce wspornikowej o zmiennej wysokości. Przeprowadzono obliczenia analityczne i numeryczne metodą elementów skończonych. Model analityczny został opisany na podstawie literatury, na-tomiast model do obliczeń metodą elementów skończonych opracowano z zastosowaniem systemu SolidWorks. Wyniki, tzn. naprężenia wyznaczone analitycznie i numerycznie zostały porównane i zamieszczone w tablicach oraz zilustrowane na rysunkach.

1. Introduction The prismatic beams are most often used in me-

chanical and building constructions. The non-prismatic beams are also used but less frequently. Gere and Timoshenko [7] described the distribution of the shear stresses (Zhuravsky formula) in the prismatic beams with different cross sections, and also the dis-tribution of the shear stresses in the rectangular cross section of a tapered cantilever beam. Alexandrov et al. [1] and Slivker [13] analogically described these prob-lems of the shear stresses distribution in the rectangu-lar cross section of non-prismatic beams. Zhou and Cheung [14] investigated the tapered Timoshenko beams with the Rayleigh-Ritz method, dealing with their vibrations. The cross section of the considered beam continuously changed according to a power function of the coordinate along the neutral beam axis. Maalek [8] presented deflections of a bent tapered Timoshenko beam with consideration of shear effect. The paper is strictly related to the Gere and Ti-moshenko [7] model. The values of the deflections obtained analytically have been compared to FEM and experimental results. Auciello and Ercolano [3] pro-posed a method for analysis of Timoshenko beams with consideration of shearing deformation and rotat-ing inertia. Their procedure was applied to tapered beams as an alternative approach to the usual FEM methods. Dado and Al-Sadder [6] studied large deflections of prismatic and non-prismatic cantilever beams subjected to various loads in vertical and

1. Wstęp W konstrukcjach mechanicznych i budowlanych naj-częściej stosuje się belki o stałej wysokości. Belki o zmiennej wysokości również znajdują zastosowanie, lecz niezbyt często. Gere i Timoshenko [7] opisali rozkład naprężeń stycznych (wzór Żurawskiego) w belkach o stałej wysokości i o różnych przekrojach poprzecznych, a także rozkład naprężeń stycznych w belce o zmiennej wysokości i prostokątnym przekroju poprzecznym. Alexandrov i inni [1] oraz Slivker [13] również zaj-mowali się rozkładem naprężeń stycznych w prosto-kątnym przekroju poprzecznym belki i zmiennej wy-sokości. Zhou i Cheung [14] badali drgania belki Ti-moshenki metodą Rayleigha-Ritza. Przekrój po-przeczny badanej belki zmieniał się w sposób ciągły zgodnie z potęgową funkcją współrzędnej biegnącej wzdłuż osi obojętnej belki. Maalek [8] wyznaczył ugięcie zginanej belki Ti-moshenki o zmiennej wysokości z uwzględnieniem efektu ścinania. Artykuł ten jest ściśle związany z modelem Gere i Timoshenki [7]. Wartości ugięcia otrzymane analitycznie porównano z wynikami MES oraz z eksperymentem. Auciello i Ercolano [3] zaproponowali metodę analizy belki Timoshenki w uwzględnieniem odkształcenia ścinania. Ich procedurę zastosowano do belek o zmiennej wysokości jako podejście alternatywne w stosunku do zwykłych metod MES.

1


horizontal directions. Several numerical examples are presented solved with the use of MSC/NASTRAN computer package. Nevertheless, in case of very large deflections the problems of the solution divergence arose. Rajasekaran [10] investigated buckling of non-prismatic columns with the use of differential quadra-ture and differential transformation methods. The re-sults are compared with the solutions obtained with other numerical and analytical methods. Attarnejad et al. [2] analysed non-prismatic Timoshenko beams. The concept of Basic Displacement Functions is applied to solve the problem. The numerical examples have shown effectiveness of the method in solving static and free vibration cases. Shahba et al. [12] studied free vibration and stability of axially functionally graded tapered Timoshenko beams. They proposed a finite element using the exact shape functions. The numerical examples have shown good convergence of the method. Rajasekaran [11] dealt with free bending vibration of functionally graded Timoshenko tapered beams. Various boundary conditions are imposed, using differential transformation method and differential quadrature element method. The results are specified in Tables and compared with previously published ones. Auricchio et al. [4] considered a non-prismatic beam. A model of 2D linear-elastic non-prismatic beam is derived, with a corresponding finite element. Numerical results indicated that the proposed model correctly predicts the displacement and stress distributions in these beams. Balduzzi et al. [5] studied a non-prismatic planar beam, developing the compati-bility, equilibrium, and constitutive equations. The proposed model is based on standard Timoshenko kinematics of deformation. The model accurately pre-dicts real behaviour of non-prismatic beams, being helpful for the most of practical applications. Mag-nucki and Lewinski [9] analytically and numerically investigated bending of a prismatic I-beam with con-sideration of the shear effect. The analytical model is formulated based on the sandwich beam theory. The shear effect is presented for the three-point bending case. The subject of the study is a tapered cantilever beam of length L with rectangular cross section of width b. The depth of the first cross section is h0, and the taper angle is 2α. The beam is described in the Cartesian coordinate system xyz (Fig.1). Such beams are main structural parts of the railway stock vehicles.

Fig.1. Scheme of the tapered cantilever beam with the load – force F

Rys.1. Schemat belki wspornikowej o zmiennej wysokości obciążonej siłą F

Dado i Al-Sadder [6] badali duże ugięcia belek wspornikowych o stałej i zmiennej wysokości, podda-nych różnym obciążeniom w kierunku pionowym i poziomym. Przedstawiono kilka przykładów nume-rycznych rozwiązanych za pomocą systemu MSC/NASTRAN. Jednak w przypadku bardzo dużych ugięć pojawił się problem rozbieżności rozwiązań. Rajasekaran [10] badał wyboczenie kolumn o zmien-nym przekroju, stosując metody kwadratury różnicz-kowej i transformacji różnicowej. Wyniki porównano z rozwiązaniami uzyskanymi innymi metodami nume-rycznymi i analitycznymi. Attarnejad i inni [2] analizowali belki Timoshenki o zmiennej wysokości. Do rozwiązania tego problem zastosowano koncepcję Podstawowych Funkcji Prze-mieszczenia. Przykłady numeryczne wykazały sku-teczność tej metody w zastosowaniu do przypadków statyki i drgań swobodnych. Shahba i inni [12] badali drgania swobodne i statecz-ność belek Timoshenki o zmiennej wysokości wyko-nanych z materiału o funkcjonalnie osiowo zmiennych właściwościach. Zaproponowali element skończony z uwzględnieniem dokładnych funkcji kształtu. Przykła-dy numeryczne wykazały dobrą zbieżność metody. Rajasekaran [11] zajmował się giętnymi drganiami swobodnymi belek Timoshenki o zmiennej wysokości wykonanych z materiału o funkcjonalnie zmiennych właściwościach. Zakładano rozmaite warunki brzego-we, z zastosowaniem metody transformacji różnicz-kowej i różnicowej. Wyniki przedstawiono w tabli-cach i porównano z opublikowanymi wcześniej. Auricchio i inni [4] rozważali belkę o zmiennej wyso-kości. Sformułowano dwuwymiarowy model tej belki posługując się odpowiednim elementem skończonym. Wyniki numeryczne wykazały, że zaproponowany model prawidłowo wyznacza przemieszczenia i roz-kład naprężenia w belce. Balduzzi i inni [5] badali belkę o zmiennej wysokości, formułując równania równowagi i równania konstytu-tywne. Zaproponowany model sformułowano na pod-stawie standardowej kinematyki deformacji Ti-moshenki. Model ten dokładnie przewiduje rzeczywi-ste zachowanie belek o zmiennej wysokości, służąc jako pomocne narzędzie w większości praktycznych zastosowań. Magnucki i Lewiński [9] analitycznie i numerycznie badali zginanie dwuteownika o stałej wysokości z uwzględnieniem efektu ścinania. Model analityczny został opracowany na podstawie teorii belek sandwi-chowych. Efekt ścinania przedstawiono dla przypadku zginania 3-punktowego. Przedmiotem niniejszego artykułu jest belka wsporni-kowa o zmiennej wysokości, o długości L i stałej sze-rokości przekroju poprzecznego b. Wysokość czoło-wego przekroju poprzecznego wynosi h0, a kąt zwęże-nia jest równy 2α. Belka została opsana w kartezjań-skim układzie współrzędnych xyz (rys. 1).

2


The depth of cross section as a function is in the fol-lowing form

( ) ( ) 0tan21 hh αξξ += , (1)

where 0hx=ξ - dimensionless coordinate. Therefore, the second moment of the cross section

( ) ( ) 30

3tan21121 bhJ z αξξ += . (2)

Fig.2. Scheme of the element of the tapered beam with acting forces

Rys. 2. Schemat elementu belki o zmiennej wysokości i siły nań działające

Tego typu belki są podstawowymi częściami kon-strukcji taboru kolejowego. Wysokość przekroju poprzecznego jest wyrażona funkcją o następującej postaci:

( ) ( ) 0tan21 hh αξξ += (1),

gdzie 0hx=ξ - współrzędna bezwymiarowa, zatem drugi moment bezwładności przekroju po-przecznego wynosi

( ) ( ) 30

3tan21121 bhJ z αξξ += (2).

2. Badania analityczne Analityczne podejście do problem sformułowano na podstawie koncepcji przedstawionej przez Alexan-drova i innych [1]. Schemat elementu belki o długości dx wraz z działającymi nań siłami pokazano na rys. 2.

2. Analytical study The analytical approach is based on the description presented by Alexandrov et al. [1]. Scheme of the element of length dx of the beam with acting forces is shown in Fig.2.

The shear stress, based on the equation of force equi-librium, is as follows

( )

dxdN

b

cx

xy1=τ , (3)

where ( ) ∫=cA

xc

x dAN σ - the normal force, ( )cA - the

part of the cross section. The normal stress

( )( ) yxJxM

z

bx =σ , (4)

where ( )xM b - the bending moment. Therefore, the normal force

( ) ( )( )( )

( )xJyxSxMN

z

cz

bc

x,= , (5)

where ( )( )( )∫=cA

cz ydAyxS , - the first moment of the

part of the cross section (Fig.3).

Z równowagi sił można wyznaczyć naprężenie styczne w następującej postaci:

( )

dxdN

b

cx

xy1=τ (3),

gdzie ( ) ∫=cA

xc

x dAN σ - siła normalna, ( )cA - część

przekroju poprzecznego. Naprężenie normalne określa wzór:

( )( ) yxJxM

z

bx =σ (4),

gdzie ( )xM b - moment gnący, zatem siła normalna wynosi:

( ) ( )( )( )

( )xJyxSxMN

z

cz

bc

x,= (5),

gdzie ( )( )( )∫=cA

cz ydAyxS , - moment statyczny czę-

ści przekroju poprzecznego (rys. 3).

Rys.3. Schemat przekroju poprzecznego belki

Fig.3. Scheme of the cross section of the beam

Consequently, after integration, the first moment of the part of the cross section

( )( ) ( )[ ] 20

22 4tan2181, bhS c

z ηαξηξ −+= , (6)

W rezultacie, po scałkowaniu, moment statyczny czę-ści przekroju poprzecznego wynosi:

( )( ) ( )[ ] 20

22 4tan2181, bhS c

z ηαξηξ −+= (6),

3


gdzie 0hy=η - współrzędna bezwymiarowa ( ) ( ){ }2tan212tan21 αξηαξ +≤≤+− .

Biorąc pod uwagę wyrażenie (5) naprężenie styczne (3) przybiera następującą postać [1]:

( ) ( )( )( )

( ) ( )( )( )

( )

+=

xJyxS

dxdxM

xJyxSxQ

byx

z

cz

bz

cz

xy,,1,τ

(7), gdzie ( ) dxdMxQ b= - siła styczna. Siła styczna i moment gnący belki wspornikowej (rys. 1) są następujące:

( ) FxQ = , ( ) 0hFFxxMb ξ== (8), tak więc, uwzględniając wyrażenia (2), (6) i (8), na-prężenie styczne (7) przyjmuje następującą postać

( )( ) ( )( )[ ]0

,~,~bhFbM

xyQ

xyxy ηξτηξττ += , (9)

gdzie bezwymiarowe naprężenia styczne zapisano wyrażeniem:

( )( ) ( )[ ] ( )322

tan2114tan21

23,~

αξηαξηξτ

+−+=Q

xy

(10),

( )( ) ( ) ( ) ααξ

ξαξ

ηηξτ tantan21

1tan21

123,~22

2

+

−

+=bM

xy

(11). Naprężenie normalne określa zależność:

( ) ( )0

,~,bhF

xx ηξσηξσ = (12),

gdzie bezwymiarowe naprężenie normalne ma postać:

( ) ( ) ηαξ

ξηξσ 3tan2112,~

+=x (13).

Szczegółowe obliczenia wykonano dla przykładowej belki o kącie zwężenia zarysu α=0.07. Rozkłady bez-wymiarowych naprężeń stycznych w wybranych prze-krojach poprzecznych belki pokazano na rys. 4 i 5.

Rys. 4. Wykresy naprężeń stycznych (10), (11) dla ξ=1 i ξ=3.566

where 0hy=η - dimensionless coordinate ( ) ( ){ }2tan212tan21 αξηαξ +≤≤+− .

The shear stress (3) with consideration of the expres-sion (5) is as follows [1]

( ) ( )( )( )

( ) ( )( )( )

( )

+=

xJyxS

dxdxM

xJyxSxQ

byx

z

cz

bz

cz

xy,,1,τ

(7)

where ( ) dxdMxQ b= - the shear force. The shear force and the bending moment of the canti-lever beam (Fig.1) are as follows:

( ) FxQ = , ( ) 0hFFxxMb ξ== . (8)

Thus, the shear stress (7) with consideration of the expressions (2), (6) and (8) is in the following form

( )( ) ( )( )[ ]0

,~,~bhFbM

xyQ

xyxy ηξτηξττ += , (9)

where dimensionless shear stresses

( )( ) ( )[ ] ( )322

tan2114tan21

23,~

αξηαξηξτ

+−+=Q

xy ,

(10)

( )( ) ( ) ( ) ααξ

ξαξ

ηηξτ tantan21

1tan21

123,~22

2

+

−

+=bM

xy

. (11) The normal stress

( ) ( )0

,~,bhF

xx ηξσηξσ = , (12)

where dimensionless normal stresses

( ) ( ) ηαξ

ξηξσ 3tan2112,~

+=x . (13)

Detailed calculations are carried out for the example beam with the taper angle α=0.07. Distributions of dimensionless shear stresses in selected cross-sections of the beam are shown in the Fig.4 and Fig.5.

Fig.5. Diagrams of the shear stresses (10), (11) for ξ=14.262 and

ξ=18

ξ=1 ξ=3.566

Fig.4. Diagrams of the shear stresses (10), (11) for ξ=1 and ξ=3.566 ξ=14.262 ξ=18

ξ=14.262 ξ=18

Rys. 5. Wykresy naprężeń stycznych (10), (11) dla ξ=14.262 i ξ=18

4


The values of dimensionless shear stresses (10) and (11) in selected cross sections for η=0 and η=ηb=(1+2ξtanα)/2 are specified in Tab.1.

Wartości bezwymiarowych naprężeń stycznych (10) i (11) w wybranych przekrojach poprzecznych dla η=0 i η=ηb=(1+2ξtanα)/2 są wyszczególnione w tablicy 1.

The outer beam surfaces are unloaded, hence, normal and shear stresses are there equal to zero. The cut out bottom part of the beam is shown in Fig. 6.

Fig. 6. Scheme of the stresses acting in the bottom part of the beam

Zewnętrzne powierzchnie belki nie są obciążone, za-tem naprężenia normalne i styczne są tam równe zeru. Wycięty fragment dolnej części belki pokazano na rys. 6.

Rys. 6. Schemat naprężeń działających na dolną część belki

Bezwymiarowe naprężenia styczne (10), (11) i nor-malne (13) na powierzchni dolnej dla

( ) 2tan21 αξη += są następujące:

( ) 0=Qxyτ , ( )

( ) ααξ

ξτ tantan21

6~2+

=bMxy ,

( )2tan216~

αξξσ

+=x , ατσ tan~~

xyy = . (14)

Biorąc pod uwagę równanie równowagi sił wyznacza się następujące bezwymiarowe naprężenia styczne i normalne działające w obróconym układzie współ-rzędnych x1y1

( ) ατασστ 2cos~2sin~~21~

11 xyyxyx +−−= ,

ατασασσ 2sin~cos~sin~~ 221 xyyxy −+= . (15)

Podstawiając wyrażenia (14) do (15) otrzymuje się: 0~

11=yxτ i 0~

1=yσ (16).

Przedstawiona tu analiza potwierdza zerowanie naprę-żeń na powierzchniach. Na podstawie klasycznego równania różniczkowego:

( ) EbF

dvd

32

2

tan2112

αξξ

ξ +−= (17),

zapisanego we współrzędnych bezwymiarowych i z uwzględnieniem wyrażeń (2) i (8), ugięcie belki obli-cza się z pominięciem efektu ścinania. Po scałkowaniu tego równania i uwzględnieniu warunków brzegowych

0=λ

ξddv , ( ) 0=λv , otrzymuje się ugięcie swo-bodnego, obciążonego końca belki:

( )EbFvvv maxmax

~0 == (18),

gdzie bezwymiarowe maksymalne ugięcie wynosi:

The dimensionless shear (10), (11) and normal stresses (13) at the bottom surface for ( ) 2tan21 αξη += , are as follows:

( ) 0=Qxyτ , ( )

( ) ααξ

ξτ tantan21

6~2+

=bMxy ,

( )2tan216~

αξξσ

+=x , ατσ tan~~

xyy = . (14)

Therefore, dimensionless shear and normal stresses in the rotated axes x1y1, based on the equation of force equilibrium, are as follows

( ) ατασστ 2cos~2sin~~21~

11 xyyxyx +−−= ,

ατασασσ 2sin~cos~sin~~ 221 xyyxy −+= . (15)

Substituting the expressions (14) into (15), one obtains 0~

11=yxτ and 0~

1=yσ . (16)

The presented analysis confirms zeroing of the surface stresses. The deflection of the beam is calculated with omission of the shear effect, based on the classical differential equation in the dimensionless coordinate, with consideration of the expressions (2) and (8). It takes the following form

ξ 1 3.566 14.262 18

( )( )0,~ =ηξτ Qxy 1.3155 1.0 0.5 0.4256

( )( )bQ

xy ηηξτ =,~ 0 0 0 0

( )( )0,~ =ηξτ bMxy -0.1618 -0.3333 -0.3333 -0.3049

( )( )bbM

xy ηηξτ =,~ 0.3236 0.6667 0.6667 0.6097

Table 1. Values of the dimensionless shear stresses in selected cross

sections – Analytical study

Tab. 1. Wartości bezwymiarowych naprężeń stycznych w wybranych

przekrojach poprzecznych – badanie analityczne

5


Wartość ugięcia w przypadku przykładowej belki o względnej długości λ=20 i kącie zwężenia zarysu α=0.07 wynosi 53.1424~

max =v .

( ) ( ) αα

αλαλλαλ

32max tan1tan

tan21tan312tan21ln

23~

++−+=v

(19).

3. Badanie numeryczne MES Numeryczną analizę belek przeprowadzono z zasto-sowaniem programu SolidWorks. Parametry geome-tryczne i właściwości mechaniczne przyjęte dla po-trzeb numerycznej symulacji belki są takie same, jakie przyjęto w postepowaniu analitycznym. Biorąc pod uwagę pionową płaszczyznę symetrii tej struktury model ogranicza się do połowy całej belki i poddany jest warunkom brzegowym symulującym belkę utwierdzoną (rys. 7a). Podłużna środkowa płaszczyzna belki pokrywa się z płaszczyzną xy układu współrzędnych przyjętego dla modelu. Oś x jest wpółliniowa z osią neutralną, nato-miast oś y zwrócona jest w dół .W rezultacie rozważa-na połowa belki znajduje się w obszarze dodatnich wartość z (rys. 7b).

( ) EbF

dvd

32

2

tan2112

αξξ

ξ +−= . (17)

After integration of the equation and with consideration of two boundary conditions:

0=λ

ξddv , ( ) 0=λv , one obtains the deflection of the free unloaded end

( )EbFvvv maxmax

~0 == , (18)

where dimensionless maximum deflection

( ) ( ) αα

αλαλλαλ 32max tan

1tantan21tan312tan21ln

23~

++−+=v .

(19) The value of the deflection for the example beam of relative length λ=20 and the taper angle α=0.07 is

53.1424~max =v .

3. Numerical FEM study

Numerical analysis of the beams is carried out with the SolidWorks software. The geometric parameters and mechanical properties adopted for purpose of the nu-merical simulation of the beam are equal to the ones used in the analytical approach. Taking into account the vertical plane of symmetry of the structure the model is confined to a half of the whole beam and subjected to the boundary conditions simulating a constrained beam (Fig. 7a). Longitudinal middle plane of the beam coincides with xy-plane of the coordinate system of the model. The x-axis is collinear with its neutral axis, while y-axis is downward directed. In consequence, the considered half of the beam is placed in the area of positive z-values (Fig. 7b).

a) b)

Fig. 7. The half beam model: a) boundary conditions; b) load Rys. 7. Model połowy belki: a) warunki brzegowe; b) obciążenie

Opis: clamped edge – utwierdzony brzeg, zero-displacements ... – zerowe przemieszczenia prostopadłe do płaszczyzny

Warunki brzegowe przedstawiona na rys. 7a są nastę-pujące:

• płaszczyzna x=L jest utwierdzona • przemieszczenia kierunku osi z zerują się na

ścianie pokrywającej się z płaszczyzną xy układu współrzędnych, tzn. pionową płasz-czyzną symetrii belki.

Model został utworzony jako pojedyncza część i po-dzielono go na około 112.000 czworościennych 3-wymiarowych elementów skończonych z 16 punktami Jakobianu. Część tej siatki elementów widoczna jest na rys. 8. Wartości bezwymiarowych naprężeń stycznych wy-znaczonych za pomocą SolidWorks w wybranych przekrojach poprzecznych dla η=0 i η=ηb= (1+2ξtanα)/2 zamieszczono w tablicy 2.

The boundary conditions illustrated in Fig 7a are as follows:

• the wall for x=L is clamped; • the z displacement are zeroed on the wall co-

inciding with xy-plane of the coordinate sys-tem, i.e. the vertical plane of beam symmetry.

The model is generated as a single part and divided into ca. 112000 3D tetrahedral finite elements with 16 Jacobian points. A part of the mesh is shown in Fig. 8.

Fig. 8. A part of the half beam model

mesh

Rys. 8. Część siatki elementów skoń-czonych należącej do modelu połowy

belki

6


The values of dimensionless shear stresses calculated with SolidWorks system (FEM) in selected cross sections for η=0 and η=ηb=(1+2ξtanα)/2 are specified in Tab.2.

ξ 1 3.566 14.262 18

( )( )0,~ =ηξτ FEMxy 1.1406 0.6678 0.1689 0.1483

( )( )bFEM

xy ηηξτ =,~ 0.3331 0.6696 0.6654 0.6060

Tab. 2. Wartości bezwymiarowych naprężeń stycznych w wybranych przekrojach poprzecznych – badanie MES

Table 2. Values of the dimensionless shear stresses in selected cross sections – FEM study

The numerically calculated dimensionless deflection of the example beam of relative length λ=20 and taper angle α=0.07 amounts to ( ) 48.1446~

max =FEMv . 4. Comparative analysis Based on the expression (9) the total dimensionless shear stresses in selected cross sections analytically calculated are as follows

( )( ) ( )( ) ( )( )ηξτηξτηξτ ,~,~,~ bMxy

Qxy

Anxy += . (20)

The values of these stresses in selected cross sections are specified in Tab.3.

Table 3. Values of the total dimensionless shear stresses in selected cross sections – Analytical study

Tab. 3. Wartości całkowitego bezwymiarowego naprężenia stycznego w wybranych przekrojach poprzecznych belki –

badanie analityczne

ξ 1 3.566 14.262 18 ( )( )0,~ =ηξτ An

xy 1.1537 0.6667 0.1667 0.1207

( )( )bAn

xy ηηξτ =,~ 0.3236 0.6667 0.6667 0.6097

4. Analiza porównawcza Na podstawie wyrażenia (9) analitycznie wyznaczone całkowite bezwymiarowe naprężenie styczne w wy-branych przekrojach poprzecznych belki wynosi

( )( ) ( )( ) ( )( )ηξτηξτηξτ ,~,~,~ bMxy

Qxy

Anxy += . (20)

Wartości tego naprężenia w wybranych przekrojach poprzecznych belki są podane w tablicy 3. Wykresy naprężenia stycznego (20), a także niektóre wartości wyznaczone numerycznie (MES) dla η=0, pokazano na rys. 9, a dla η=ηb na rys. 10.

The diagrams of the shear stresses (20) for η=0 are shown in Fig. 9 and for η=ηb in Fig. 10

Fig. 9. Comparison of the total dimensionless shear stresses in selected cross sections for η=0

Fig. 10. Comparison of the total dimensionless shear stresses in selected cross sections for η= ηb

Rys. 9. Porównanie całkowitego bezwymiarowego naprężenia stycznego w wybranych przekrojach poprzecznych belki dla η=0 Opis: Analytical solution - rozwiązanie analityczne, FEM solution - rozwiązanie metodą FEM

Rys. 10. Porównanie całkowitego bezwymiarowego naprężenia stycznego w wybranych przekrojach poprzecznych belki dla η= ηb Opis: Analytical solution - rozwiązanie analityczne, FEM solution - rozwiązanie metodą FEM

5. Wnioski Prezentowane rozwiązanie analityczne uzyskane na podstawie literatury zostało potwierdzone obliczenia-mi numerycznymi MES (SolidWorks). Stwierdza się, że różnice między oboma rozwiązaniami są nieznacz-ne w zdecydowanej większości badanych punktów (rys. 9 i 10). Największa różnica występuje w osi obo-jętnej belki (η=0) dla ξ=18 i wynosi 23%. Jest to je-dyny punkt odznaczający się tak znaczną rozbieżno-ścią, która jest efektem oddziaływania utwierdzonego brzegu. Prezentowany problem rozkładu naprężeń tnących ma istotne znaczenie w konstruowaniu pojaz-dów szynowych.

Bibliography / Bibliografia

[1] Alexandrov A.V., Potapov V.D., Derzhavin B.P., Strength of materials, Moscow, Izd. ”Vyshaya Shkola” 2003. (in Russian).

[2] Attarnejad R., Semnani S.J., Shahba A., Analysis of non-prismatic Timoshenko beams using basic dis-placement functions, Advances in Structural Engi-neering, 14(2): 319-332, 2011.

[3] Auciello N.M., Ercolano A., A general solution for dynamic response of axially loaded non-uniform Ti-moshenko beams, International Journal of Solids and Structures, 41(18-19): 4861-4874, 2004.

7


5. Conclusions The presented analytical solution based on the litera-ture has been confirmed by FEM numerical calcula-tion carried out with the SolidWorks software. It was found that the difference between both solutions is insignificant in most of the examined points (Figs 9 and 10). The largest difference, reaching 23 per cent, exists in neutral axis of the beam (η=0) for ξ=18. This is the only point distinguished by such a significant discrepancy, due to the effect of the clamped edge. The problem of shear stress distribution dealt in the present paper is of high importance for designing of the rail vehicles.

[4] Auricchio F., Balduzzi G., Lovadina C., The dimensional reduction approach for 2D non-prismatic beam modelling: A solution based on Hellinger–Reissner principle, International Journal of Solids and Structures, 63: 264-276, 2015.

[5] Balduzzi G., Aminbaghai M., Sacco E., Füssl J., Eberhardsteiner J., Auricchio F., Non-prismatic beams: A simple and effective Timoshenko-like model, International Journal of Solids and Structures, 90: 236-250, 2016.

[6] Dado M., Al-Sadder S., A new technique for large deflection analysis of non-prismatic cantilever beams, Mechanics Research Communications, 32(6): 692-703, 2005.

[7] Gere J.M., Timoshenko S.P., Mechanics of Materials, (Second Edition) Boston, PWS-KENT Pub. Comp. 1984.

[8] Maalek S., Shear deflections of tapered Timoshenko beams, International Journal of Mechanical Sciences, 46(5): 783-805, 2004.

[9] Magnucki K., Lewinski J., Analytical modeling of I-beam as a sandwich structures, Engineering Transactions, 66(4): 357-373, 2018.

[10] Rajasekaran S., Buckling of fully and partially embedded non-prismatic columns using differential quadrature and differential transformation methods, Structural Engineering and Mechanics, 28(2): 221-238, 2008.

[11] Rajasekaran S., Free vibration of centrifugally stiffened axially functionally graded tapered Timoshenko beams using differential transformation and quadrature methods, Applied Mathematical Modelling, 37(6): 4440-4463, 2013.

[12] Shahba A., Attarnejad R., Marvi M.T., Hajilar S., Free vibration and stability analysis of axially functionally graded tapered Timoshenko beams with classical and non-classical boundary conditions, Composites Part B: Engineering, 42(4): 801-808, 2011.

[13] Slivker V.I., Structural mechanics, Moscow, Pub. Assoc. Structural 2005. (in Russian).

[14] Zhou D., Cheung K., Vibrations of Tapered Timoshenko Beams in Terms of Static Timoshenko Beam Functions, Journal of Applied Mechanics, 68(4): 596-602, 2001.

8


prof. dr hab. inż. Ireneusz Pielecha Politechnika Poznańska prof. dr hab. inż. Jerzy Merkisz Politechnika Poznańska dr inż. Maciej Andrzejewski Sieć Badawcza Łukasiewicz – Instytut Pojazdów Szynowych „TABOR” dr inż. Paweł Daszkiewicz Sieć Badawcza Łukasiewicz – Instytut Pojazdów Szynowych „TABOR” mgr Robert Świechowicz Politechnika Poznańska dr inż. Mateusz Nowak Sieć Badawcza Łukasiewicz - Instytut Pojazdów Szynowych „TABOR”

Ultrakondensatory i ogniwa paliwowe w układach napędowych pojazdów szynowych

Ultracapacitors and fuel cells in rail vehicle drive systems

The article presents the issues of current and future solutions used in rail vehicle drive systems. The review and analysis of energy storage possibilities in vehicles including electrochemical, mechanical and hydraulic accumulators and batteries has been made. The importance of their charging frequency is indicated, which translates into their pos-sible uses. Characteristics of hybrid drive systems with particular emphasis on systems with fuel cells and ultracapacitors were presented. Current and conceptual solutions of series and parallel drive systems have been presented.

W artykule przedstawiono zagadnienia aktualnych i przyszłościowych rozwiązań układów napędowych stosowanych w pojazdach szynowych. Dokonano przeglądu oraz analizy możliwości gromadzenia energii w pojazdach z uwzględnieniem akumulatorów elektro-chemicznych, mechanicznych oraz hydraulicznych. Wskazano na duże znaczenie częstości ich ładowania, co przekłada się na możliwość ich zastosowania. Przedstawiono charak-terystyki układów napędu hybrydowego ze szczególnym uwzględnieniem układów z ogni-wami paliwowymi oraz ultrakondensatorami. Zaprezentowano obecne i koncepcyjne rozwiązania szeregowych i równoległych układów napędowych.

1. INTRODUCTION

Rail transport is considered the most convenient form of land transport due to its economic, social, energy and environmental benefits. In addition, this branch of transport is characterized by the lowest ratio of emitted carbon dioxide related to passenger- and ton-kilometer. The main sector of rail transport is, however, freight transport, accounting for 11% of total goods transported in the EU. Due to the advan-tages of rail transport many countries plan to increase its competitiveness in relation to the most commonly used road transport. For this purpose, it is necessary to expand and develop the railway infrastructure. Cur-rently, the total estimated length of railway lines in the EU is approximately 215,000 km. Half of which is electrified. This means that over a distance of 100,000 km rail vehicles must draw energy from a different source than electric traction. On such track sections,

1. WPROWADZENIE

Transport kolejowy jest uważany za najbardziej dogodną formę transportu lądowego ze względu na korzyści: ekonomiczne, społeczne, energetyczne i środowiskowe. Dodatkowo ta gałąź transportu charak-teryzuje się najniższym stosunkiem emitowanego dwutlenku węgla odniesionego do pasażero i tono kilometra. Główną częścią transportu kolejowego jest jednak transport towarowy, stanowiący 11% ogólnego transportu towarów w UE. Ze względu na zalety, jakie posiada transport szynowy w wielu krajach planowa-ne jest zwiększenie jego konkurencyjności względem aktualnie najczęściej wykorzystywanego transportu drogowego. W tym celu niezbędna jest rozbudowa i rozwój infrastruktury kolejowej. Aktualnie, całkowita szacowana długość linii kolejowych w UE wynosi około 215 tys. km, z czego połowa została zelektryfi-kowana. Oznacza to, że na dystansie 100 tys. km

9


the most popular solution is to use an internal com-bustion engine. The technical condition and age of vehicles in many countries is far from satisfactory. The significant depletion of rolling stock directly translates into increased emission of toxic compounds from diesel locomotives. Another important aspect is the exhaust emission standards, which successively reduce the permissible limits of compounds emitted by these vehicles. The above-mentioned phenomena and trends force enterprises to work on more efficient and reliable propulsion systems. The areas in which high intensity of research and development works can be observed are: hybrid systems, fuel cells, mechani-cal and electrical energy batteries. This article pre-sents trends and solutions in the field of alternative propulsion systems for rail vehicles.

The categorization of propulsion and fuel systems in what is considered the “clean” rail transport is pre-sented in Figure 1. The main technological directions of today can be seen there in the form of: 1) im-provement of conventional propulsion systems with increasing fuel efficiency (conventional and alterna-tive drives), 2) use of fuel mixtures: oil propulsion with alternative fuels or mixtures of new low emissiv-ity fuels, 3) application of modern low-emission pro-pulsion systems in technologically advanced form: gas turbines, fuel cells or ultracapacitors in hybrid propulsion systems.

„Czyste” napędy trakcyjne

Układy dwupaliwowe

Alternatywne paliwa

Zaawansowane technologie

CNG

LNG

LPG

Metanol

Bio-diesel

Amoniak

Wodór

LPG-ON

LNG-ON

LNG-LPG

Metanol-ON

Amoniak-ONAmoniak-LPG

Amoniak-LNG

Turbiny gazowe

Elektryczne

FC

Hybrydowe

Fig. 1. Potential solutions regarded as „clean” rail transport [5] Rys. 1. Potencjalne rozwiązania „czystego” transportu kolejowe-

go [5]

Rozwój napędów hybrydowych w środkach trans-portu jest jednym z czynników determinujących po-stęp technologiczny w tej dziedzinie. Firma konsul-tingowa Pike Research już od kilku lat przewiduje zwiększający się na rynku światowym udział lokomo-tyw z układami napędu hybrydowego, mimo stałego przyrostu lokomotyw spalinowych (rys. 2). W latach 2011–2020 przewiduje się sprzedaż około 500 jedno-stek tego typu, co daje średni przyrost roczny o warto-ści ponad 19% [8]. Zwiększenie udziału lokomotyw hybrydowych na rynku wynika ze zmian przepisów dotyczących emisji spalin wprowadzonych w latach 2014/2015. Średnioroczny przyrost wykorzystania lokomotyw hybrydowych w Europie i USA wynosi około 15%. W Chinach wielkość ta osiągnie około 22%. Pojazdy takie powinny być wyposażone w aku-mulatory o dużej pojemności elektrycznej. Firma Pike Research [8] przewiduje, że pojazdy te będą wymaga-ły około 514 MWh energii w latach 2011–2020.

The development of hybrid drives in means of transport is one of the factors determining the technological progress in this field. The Pike Research consulting company has been predicting an increasing share of locomotives with hybrid drive systems in the global market for several years, despite the continued growth in the numbers of diesel locomotives in the sector (Figure 2). It is expected that approximately 500 units of this type will be sold in the years 2011-2020, which gives an average annual increase of over 19% [8]. The increase of the hybrid locomotives market share results from changes in the legal regulations on exhaust emissions introduced in 2014/2015. The average annual increase in the use of

Współczesne układy lokomotyw spalinowych mają silniki spalinowe pracujące w układzie generatorów prądu elektrycznego dostarczanego do silników elek-trycznych lokomotywy. Napędy hybrydowe mogą być wyposażone w dwa silniki spalinowe i układ genera-

10

pojazdy szynowe muszą czerpać energię z innego źródła niż elektryczna sieć trakcyjna. Na takich obsza-rach, najpopularniejszym rozwiązaniem jest użycie silnika spalinowego. Stan techniczny oraz wiek po-jazdów w wielu krajach daleki jest od zadowalające-go. Znaczny stopień wyeksploatowania taboru bezpo-średnio przekłada się na zwiększoną emisję związków toksycznych pochodzących z lokomotyw spalino-wych. Kolejnym ważnym aspektem są normy emisji spalin, które sukcesywnie obniżają dopuszczalne limi-ty związków emitowanych przez pojazdy. Wyżej wymienione zjawiska oraz tendencje zmuszają przed-siębiorstwa do pracy nad bardziej wydajnymi oraz niezawodnymi układami napędowymi. Obszarami, w których odnotowano dużą intensywność prac badaw-czych oraz rozwojowych są: układy hybrydowe, ogniwa paliwowe, akumulatory energii mechanicznej oraz elektrycznej. W niniejszym artykule przedsta-wiono tendencje oraz rozwiązania z dziedziny alterna-tywnych układów napędowych pojazdów szynowych.

Kategoryzację rozwiązań układów napędu i paliw w „czystym” transporcie kolejowym przedstawiono na rys. 1. Można tam wyróżnić główne kierunki w postaci: 1) doskonalenia konwencjonalnych układów napędowych

przy zwiększeniu sprawności wykorzystania paliw (konwencjonalnych i alternatywnych),

2) wykorzystania mieszanin paliw: oleju napędowego z paliwami alternatywnymi lub mieszanin nowych paliw o małej emisyjności,

3) stosowania nowoczesnych niskoemisyjnych układów napędowych w postaci zaawansowanych technologicz-nie: turbin gazowych, ogniw paliwowych lub ultrakon-densatorów w układach napędu hybrydowego.


Afryka

Azja

W sch. Europa

Zach. Europa

Am eryka £ac.

Am eryka Pó³n.

Liczba lokom otyw [szt.] Liczba lokom otyw [szt.] Lokom otyw y spalinow e Lokom otyw y hybrydow e

hybrid locomotives in Europe and the USA is around 15%. In China, this figure will reach about 22%. Such vehicles should be equipped with batteries of high electric capacity. Pike Research [8] predicts that these vehicles will require approximately 514 MWh of energy in 2011-2020.

tora oraz silniki trakcyjne lokomotywy. Zużycie ener-gii w przedstawionych powyżej układach może być bardzo zróżnicowane, co przedstawiono na rys. 3. Poziom emisji CO2 z trakcji spalinowej jest najwięk-szy i wynosi około 9 kg CO2/km (niezależnie od stop-nia elektryfikacji sieci). Trakcja elektryczna jest w tym aspekcie bardziej ekologiczna i jej równoważna emisja dwutlenku węgla wynosi około 4 kg/km oraz ponad 3 kg/km przy wykorzystaniu układów hamo-wania regeneracyjnego [16].

Rys. 2. Sprzedaż lokomotyw spalinowych i hybrydowych w wybranych częściach świata [8]

Fig. 2. The sale numbers of diesel and hybrid locomotives in selected parts of the world [8]

The current generation of diesel locomotives have internal combustion engines operating in the drive system as electric current generators supplying power to the locomotive’s electric engines. Hybrid drives can be equipped with two internal combustion engines and a generator system on top of the locomotive traction electric motors. The energy consumption in the systems presented above can be very different, as shown in Fig. 3. The CO2 emission from the combustion engines is the largest and amounts to about 9 kg of CO2/km (irrespective of the extent of network electrification). Electric traction is in this aspect more ecological and its equivalent emission of carbon dioxide is about 4 kg/km and over 3 kg/km when using regenerative braking systems [16].

Trakcja spalinow a

Trakcja elektryczna (bez reg.)

Trakcja elektryczna (+ reg.)

Trakcja hybrydow a

0

Em isja CO2 [kg/km ]

20 40 60 80 100

0

2

4

6

8

10

Elektryfikacja sieci(dla uk³adów hybrydow ych) [% ]

Fig. 3. Carbon dioxide emission from all rail traction sources [16]

Rys. 3. Emisja dwutlenku węgla ze źródeł trakcji szynowej [16]

Wykorzystanie układów napędu hybrydowego powoduje zróżnicowaną wartość emisji dwutlenku węgla. Brak dostępu do sieci trakcyjnej skutkuje mniejszą wartością emisji CO2, gdyż możliwe jest wykorzystanie trybu elektrycznego napędu takiego pojazdu. Zwiększenie stopnia elektryfikacji sieci trak-cyjnej powoduje liniowe ograniczenie emisji dwu-tlenku węgla. Elektryfikacja sieci kolejowej powodu-je, że napędy hybrydowe powinny być zastąpione przez układy napędów elektrycznych (jednakowe poziomy emisji CO2).

The use of hybrid propulsion systems results in more varied carbon dioxide emissions. The lack of electric traction network results in a higher value of CO2 emissions, as it is not possible to use the electric drive mode of such a vehicle. Increasing the range and extent of the electrified traction network leads to a linear reduction of carbon dioxide emissions. Full electrification of the network should result in hybrid drives being replaced by electric drive systems (identical CO2 emission levels).

2. ENERGY STORAGE SYSTEMS ON RAIL TRANSPORT VEHICLES

2.1. Energy storage capability The energy storage solutions in hybrid drive

systems are divided into three basic types based on their method of storing energy, those are: kinetic

2. UKŁADY GROMADZENIA ENERGII W POJAZDACH TRANSPORTU SZYNOWE-GO

2.1. Możliwości gromadzenia energii

11


(mechanical), hydropneumatic and electrochemical. Each of them requires an appropriate energy transmission and conversion system in order to work properly. The efficiency of these systems are not the same and the losses they generate add up for the entire drive system.

Rechargeable energy storage systems (RESS) in vehicles of different technological level have different sizes and levels of complexity. These technologies can be electrochemical systems (batteries, ultracapaci-tors), flywheels and fuel cells fed, for example, with hydrogen obtained from an on-board reforming sys-tem. The power and energy density values of the main energy storage systems are shown in Figure 4.

Ze względu na sposób akumulacji energii w ukła-dach napędu hybrydowego wyróżnia się trzy podsta-wowe rodzaje akumulatorów: kinetyczne (mechanicz-ne), hydropneumatyczne i elektrochemiczne. Każdy z nich wymaga współpracy z odpowiednim układem przesyłania oraz transformacji energii. Sprawności tych układów nie są jednakowe i obciążają cały napęd swymi stratami.

Akumulacyjne systemy gromadzenia energii (RESS – rechargeable energy storage systems) w pojazdach o zróżnicowanej technologii mają różne wielkości oraz stopnie ich rozwoju. Systemy te mogą być układami elektrochemicznymi (akumulatory, ultrakondensatory), kołami zamachowymi oraz ogni-wami paliwowymi zasilanymi np. wodorem uzyska-nym z reformingu pokładowego. Wartości gęstości mocy i energii podstawowych układów gromadzenia energii przedstawiono na rys. 4.

Rys. 4. Układy gromadzenia energii na tle mocy i energii jed-nostkowej tych układów [9]

Fig. 4. Energy storage systems based on their power and energy density [9]

In addition, the figure marks a time interval appro-priate for rail vehicles, where braking may take up to 2 minutes on average. The range of interest applies to energy storage solutions that include: electrochemical batteries, flywheels and ultracapacitors. At the same time it is possible to classify battery groups based on the data as: electrochemical, which are characterized by high energy density and low power density, and ultra-capacitors with high power density.

2.2. Recharging frequency

Based on the charging/discharging conditions of the battery solutions presented in Figure 4, it is possible to determine the battery charging frequency ratio f using the equation:

where: ρP – is the power density, and ρE – is the energy density of a given battery.

Using the above formula, the distribution of battery types was obtained relative to the energy available and the frequency at which they need to be recharged (Figure 5). The data contained in the figure indicate large possibilities of using electrochemical batteries and ultracapacitors.

2.2. Częstość ładowania

Na podstawie przedstawionych na rys. 4 warun-ków ładowania/rozładowania akumulatorów możliwe jest określenie wskaźnika częstotliwości f ładowania akumulatorów na podstawie równania:

gdzie: ρP – jest jednostkową gęstością mocy, a ρE – jednostkową gęstością energii danego akumulatora.

Wykorzystując powyższy wzór uzyskano rozkład typów akumulatorów w zależności od dysponowanej energii oraz częstotliwości ich ładowania (rys. 5). Dane zawarte na rysunku wskazują na duże możliwo-ści użytkowania akumulatorów elektrochemicznych oraz ultrakondensatorów.

3. NAPĘDY HYBRYDOWE POJAZDÓW SZY-NOWYCH

3.1. Wprowadzenie

Klasyczne układy napędów hybrydowych zawiera-ją oprócz silników spalinowych najczęściej silniki elektryczne. Charakterystykę typowego silnika spali-nowego przedstawiono na rys. 6. Analiza porównaw-cza wskazuje na ograniczone pole maksymalnej

12

Dodatkowo na rysunku tym określono przedział czasowy odpowiedni dla pojazdów trakcji szynowej, gdzie hamowanie może trać średnio do 2 minut. Ob-szar obejmujący rozwiązania gromadzenia energii dotyczy akumulatorów elektrochemicznych, kół za-machowych oraz ultrakondensatorów. Możliwa jest jednocześnie klasyfikacja danych grup akumulatorów. Akumulatory elektrochemiczne cechują się dużą energią oraz małą mocą jednostkową w przeciwień-stwie do ultrakondensatorów o dużej mocy jednost-kowej.


10–5 10–4 10–2 100

Czêstotliw oœæ [Hz]

Energia jednostkowa

10–3 101 102

Akum ulatory

elektrochem .

10–1 103

Ultrakondensatory

Kondensat.

elektr.

Ko³a

zam achowe

Rys. 5. Częstotliwości ładowania akumulatorów [9] Fig. 5. Battery charging frequency [9]

3. HYBRID DRIVES OF RAIL VEHICLES

3.1. Introduction Classic hybrid drive systems usually contain

electric motors in addition to internal combustion engines. The characteristic power curves of a typical internal combustion engine are shown in Fig. 6. A comparative analysis indicates a limited field of maximum efficiency of an internal combustion engine (Fig. 6a), with a high value of nitrogen oxides emission around the power curve (Fig. 6b). Against this background, electric motors obtain much greater efficiency with a slightly smaller field of operation in such engines. Electrical motors with permanent magnets (Fig. 6c) are characterized by a wider field of maximum efficiency (about 96%) than induction motors (Fig. 6d - maximum efficiency is about 93%).

sprawności silnika spalinowego (rys. 6a), przy jednoczesnej dużej wartości emisji tlenków azotu w okolicach charakterystyki zewnętrznej (rys. 6b). Na tym tle silniki elektryczne uzyskują znacznie większe sprawności przy nieco mniejszym polu pracy takich silników. Maszyny elektryczne z magnesami trwałymi (rys. 6c) charakteryzują się szerszym polem maksymalnej sprawności (około 96%) niż silniki indukcyjne (rys. 6d – maksymalna sprawność to około 93%).

Mo [Nm]Mo [Nm]pe [bar]

n [obr/min] n [obr/min]

pe [bar]η [-] eNOx [g/kWh]eNOx [g/kWh]

n [obr/min] n [obr/min]

η [-] η [-]

Silnik z magnesami trwałymi

Silnik indukcyjny

a) b)

c) d)

Rys. 6. Przykładowe charakterystyki silnika spalinowego: a) ogólna, b) emisyjna oraz silnika elektrycznego, c) z magnesami trwałymi, d) indukcyjnego [10]

Fig. 6. Examples of characteristics of internal combustion en-gines and electric motors: a) general ICE power curve, b) ICE

emission, c) electric with permanent magnets, d) induction motor [10]

3.2. Hybrid drive systems with ultracapacitors

A typical construction of two-layer capacitors (for use in hybrid drive systems) is as follows: the two layers are formed at the electrode and electrolyte boundary, where current carriers accumulate; During low voltage operation, no current flows, and in con-ductive electrolyte, moving ions accumulate near one of the electrodes. Ultracapacitor electrodes are made of active carbon, which has a very large active surface area, and are separated by a thin, porous membrane (separator that allows the passage of ions). The coal is soaked in electrolyte, which sometimes is a sulfuric acid solution [12].

A big problem of such systems is the low accept-able operating voltage (about 2V to 3V). At higher voltages, electrolysis could take place leading to an explosion of the capacitor due to the pressure of the gases produced. A typical performance characteristic is shown in Fig. 7.

3.2. Układy napędu hybrydowego z ultrakondensa-torami

Typowa budowa dwuwarstwowych kondensato-rów (do zastosowań w układach napędów hybrydo-wych) jest następująca: na granicy elektrod i elektroli-tu tworzą się dwie warstwy, gdzie gromadzą się no-śniki prądu; podczas zasilania niewielkim napięciem prąd nie płynie,a w przewodzącym elektrolicie poru-szające się jony gromadzą się w pobliżu jednej z elek-trod. Elektrody ultrakondensatorów wykonuje się z węgla aktywnego, który ma bardzo dużą powierzch-nię czynną, są rozdzielone cienką, porowatą membra-ną (separatorem, który pozwala przepuszczać jony). Węgiel nasączony jest elektrolitem, czasami roztwo-rem kwasu siarkowego [12].

Dużym problemem takich układów jest małe do-puszczalne napięcie pracy (około 2 V do 3 V). Przy większych napięciach możliwa jest elektroliza i eksplozja kondensatora pod wpływem ciśnienia powstających gazów. Typową charaktery-stykę pracy przedstawiono na rys. 7.

The ultracapacitors used in the hybrid drive systems of railway vehicles operate as elements connected in parallel both in typical solutions with an internal combustion engine (with a hydrokinetic converter) and in current generator systems (a serial

13


connection of an internal combustion engine with electric machines). Examples of the use of an internal combustion engine combined with a hydrokinetic converter are shown in Fig. 8.

t

U ładowanie

rozładowanie

akumulator

ultrakondensator

rozładowanie ładowanie

I = const

0

1,0

1,5

2,5

0 20 30 50 60

czas rozładowania [s] na

pięc

ie [V

] 10 40

0,5

2,0

3,0

100 A

200 A 400 A

kondensator 2700 F

a)

b)

Fig. 7. Discharge curve (a) of a typical battery and ultracapacitor [18] and (b) an example characteristic of an ultracapacitor [17]

Rys. 7. Krzywa rozładowania (a) typowego akumulatora i ultra-kondensatora [18] oraz przykładowa charakterystyka (b) ultra-

kondensatora [17]

Ultrakondensatory wykorzystywane w układach napędu hybrydowego pojazdów szynowych pracują jako elementy połączone równolegle zarówno w ty-powych rozwiązaniach z silnikiem spalinowym (z przekładnią hydrokinetyczną) oraz w układach gene-ratora prądu (szeregowe połączenie silnika spalino-wego z maszynami elektrycznymi). Przykłady użycia silnika spalinowego połączonego z przekładnią hy-drokinetyczną przedstawiono na rys. 8.

przek³adnia UltraCAP UAE

w y Przek³adnia

hydrom echaniczna Silnik ZS (DM )

M G = 3~

UltraCAP

przek³adnia Hybrydowy UAE

w y Przek³adnia

hydrom echaniczna Silnik ZS (DM)

M G = 3~

= =

UltraCAP

= =

Akum ulator

a)

b)

Rys. 8. Napęd hybrydowy równoległy silnika spalinowego (DM) z przekładnią hydromechaniczną: a) z układem kondensatorów

(ultraCAP) oraz silnikiem elektrycznym, b) z układem równolegle połączonych kondensatorów (ultraCAP) i akumulatorów oraz

silnikiem elektrycznym

Fig. 8. Hybrid parallel drive of a combustion engine (DM) with a hydromechanical transmission: a) with a capacitor system (ultra-

CAP) and an electric motor, b) with a system of parallel con-nected capacitors (ultraCAP) and batteries with an electric motor

In the system shown in Fig. 8a the ultracapacitors are connected in parallel to the internal combustion engine, but they are in a serial connection with an electric motor. Due to the fact that they are a source of constant voltage, a constant voltage convertor system is required in order to produce alternating current (usually three-phase voltage). In the system presented in Fig. 8b, the ultracapacitors work in a parallel sys-tem with batteries. In such a system, voltage convert-ers matching the battery voltage to ultracapacitors or to another voltage value are also required, which in the next system is converted into alternating current (also three-phase voltage).

Another configuration of hybrid drive in rail vehi-cles is a power generator (CI engine) connected in series with an electric motor. The system of ultraca-pacitors (Fig. 9a) or ultra-capacitors with batteries (Fig. 9b) is then connected in parallel to such a sys-tem.

G M G 3~ =

= 3~

w y Silnik ZS (DE)

UltraCAP

UAE

= =

UltraCAP

G M G 3~ =

= 3~

w y Silnik ZS (DE)

Akum ulatorowy

UAE Akum ulator

UltraCAP UAE UltraCAP

a)

b)

Fig. 9. Serial hybrid drive with an electric motor and a combus-tion engine as a current generator connected in parallel: a) with a capacitor system (ultraCAP), b) with a capacitor system (ultra-

CAP) and batteries

Rys. 9. Napęd hybrydowy szeregowy z silnikiem elektrycznym jako generatorem prądu połączonym równolegle: a) z układem

kondensatorów (ultraCAP), b) z układem kondensatorów (ultra-CAP) i akumulatorów

An extension of the configuration from Fig. 9b is the possibility of using a voltage converter for battery or ultracapacitor (Fig. 10). The cheapest solution is a system of batteries and ultracapacitors connected in parallel with no voltage converters. In such a system

14


there is a reduction of currents, and the construction of the circuit is simple. However, these solutions lead to operating problems. The ultracapacitor voltage is proportional to its state of charge and changes almost linearly (Fig. 7a). It follows that the voltage of the battery and the capacitor will differ as shown in Fig. 7a. The voltage difference will transfer some of the energy from the battery to the ultracapacitor, leading to additional energy losses.

A more advantageous variant is to place a DC/DC converter in the ultracapacitor (Fig. 9b) or the battery systems (Fig. 9c). The best solution is to use two DC/DC converter circuits (Figure 9d). However, this solution is expensive and complicated, not to mention it tends to generate the largest amount of system losses (the efficiency of the voltage converter is over 85%). This allows to control both the battery and ul-tracapacitor voltage. The compromise in this solution is the use of only one DC/DC converter. In this case, it should be placed in the ultracapacitor system, be-cause the batteries experience much lower voltage fluctuations. With this solution, the efficiency and use of the ultracapacitor system can be increased.

Ultrakondensatory w układzie zgodnym z rys. 8a połączone są równolegle z silnikiem spalinowym, jednak stanowią połączenie szeregowe z silnikiem elektrycznym. Ze względu na fakt, że są źródłem na-pięcia stałego wymagany jest układ przekształtnika napięcia stałego na napięcie przemienne (najczęściej trójfazowe). W układzie zgodnym z rys. 8b, ultrakon-densatory pracują w układzie równoległym z akumu-latorami. W takim układzie również wymagane są przekształtniki napięcia dopasowujące napięcie aku-mulatorów do ultrakondensatorów lub do innej warto-ści napięcia, które w kolejnym układzie jest zamie-niane na napięcie prądu przemiennego (trójfazowego).

Inną konfigurację napędu hybrydowego w pojaz-dach szynowych stanowi generator prądu (silnik ZS) połączony szeregowo z silnikiem elektrycznym. Do takiego układu podłączony jest równolegle układ ul-trakondensatorów (rys. 9a) lub ultrakondensatorów z akumulatorami (rys. 9b).

Rozwinięciem konfiguracji z rys. 9b jest możli-wość zastosowania układów zmiany napięcia akumu-latora lub ultrakondensatora (rys. 10). Najtańszym rozwiązaniem jest układ równolegle połączonych akumulatorów i ultrakondensatorów bez przetworni-ków napięcia. W układzie takim występuje redukcja prądów, a budowa obwodu jest prosta. Pojawiają się jednak problemy dotyczące działania tych układów. Napięcie ultrakondensatora jest proporcjonalne do stanu jego naładowania i zmienia się prawie liniowo (rys. 7a). Wynika z tego, że napięcie akumulatora i kondensatora będą się różnić niż przedstawione na rys. 7a. Różnica napięć spowoduje przenoszenie czę-ści energii z akumulatora do ultrakondensatora powo-dując dodatkowe straty.

Korzystniejszym wariantem jest umieszczenie przekształtnika DC/DC w układzie ultrakondensatora (rys. 10b) lub akumulatora (rys. 10c). Najlepszym rozwiązaniem jest zastosowanie dwóch układów przekształtników DC/DC (rys. 10d). Jednakże jest to rozwiązanie drogie i skomplikowane, a jednocześnie generujące największe straty układu (sprawność prze-kształtnika napięcia wynosi ponad 85%). Pozwala na kontrolę napięcia akumulatora oraz ultrakondensatora. Kompromisem w tym zestawieniu jest użycie tylko jednego układu DC/DC. W takim przypadku powi-nien być on umieszczony w układzie ultrakondensato-ra, gdyż napięcie akumulatora wykazuje znacznie mniejsze wahania wartości. W ten sposób sprawność i wykorzystanie układu ultrakondensatora może być większe. Fig. 10. Serial hybrid drive of an internal combustion engine with

a generator and electric motor system, and with a system of ca-pacitors (ultraCAP) and accumulators with different variants of

voltage converters [9, 13]

Rys. 10. Napęd hybrydowy szeregowy silnika spalinowego z układem generatora i silnika elektrycznego, oraz z układem kon-

densatorów (ultraCAP) i akumulatorów z różnymi wariantami użycia przetwornic napięcia [9, 13]

15


3.3. Układy ogniw paliwowych

Prace nad ogniwami paliwowymi jako przyszło-ściowym źródłem napędu pojazdów oraz środków transportu szynowego prowadzone są od kilkudziesię-ciu lat [2, 4, 21]. Ich zastosowanie w pojazdach szy-nowych jest obecnie niewielkie, jednak demonstratory pojazdów wyposażone w takie ogniwa wskazują na tendencję zmian w tym sektorze transportu [7, 14, 15, 20], przy zróżnicowanej strategii sterowania takim układami [19, 11].

Rozwiązanie z wykorzystaniem akumulatorów Li-Ion o maksymalnej energii 7,5 kWh przedstawiono na rys. 11a. W układzie tym akumulatory podłączono bezpośrednio do obwodu przekształtnika napięcia DC/AC. Wykorzystanie hybrydowego układu napędu szeregowego pozwala na odzyskiwanie energii ha-mowania i jej gromadzenie w akumulatorze Li-Ion.

Zastąpienie silnika spalinowego układem ogniw paliwowych przedstawiono na rys, 11b. W tym ukła-dzie dwa ogniwa po 65 kW o napięciu do 450 V współpracują z przekształtnikiem DC/DC w celu podwyższenia napięcia do 680 V i dostosowania go do napięcia akumulatora Li-Ion. Podobne rozwiązanie z użyciem ogniw paliwowych o mocy 120 kW, lecz o większej wartości napięcia za przekształtnikiem im-pulsowym przedstawiono na rys. 11c. Ogniwo pali-wowe generuje napięcie do 900 V, a po konwersji w układzie przekształtnika impulsowego napięcie uzy-skuje wartość 1500 V i kierowane jest do silników indukcyjnych pojazdu.

3.3. Fuel cell drive systems

Work on fuel cells as a future source of energy for vehicle and rail transport drive systems has been on-going for several decades now [2, 4, 21]. Their use in rail vehicles is currently rare, but prototype and dem-onstration vehicles equipped with such cells indicate a trend of upcoming changes in this transport sector [7, 14, 15, 20], with a different and specialized control strategy for such drive systems [19, 11].

The solution utilizing Li-Ion batteries with a maximum energy storage capacity of 7.5 kWh is shown in Fig. 11a. In this system, the batteries are connected directly to the DC/AC voltage converter circuit. By using a hybrid series drive system it is possible to recover the braking energy and effectively store it in a Li-Ion battery.

Ultimately the fuel cell system is intended as a re-placement for the internal combustion engine, as shown in Fig. 11b. In this system, two 65 kW cells with a voltage of up to 450 V work with a DC/DC converter in order to increase the voltage to 680 V and adapt it to the Li-Ion battery operating voltage. A similar solution using 120 kW fuel cells, but with a higher voltage value after the impulse converter is shown in Fig. 11c. The fuel cell generates a voltage of up to 900 V, and after conversion in the impulse con-verter system, the voltage reaches 1500 V, which is then directed to the vehicle's induction motors.

ICE ~=

Li-Ion

Dodatkowe zasilanie

Gen. AC/DC=

~DC/AC

Silnik

95 kW x 2230 kW300 kW

270 kW (SOC 20-60%)

2 x 7,5 kWh

Hybrydowy napęd szynowy JR East KIHA-160

==

Li-Ion

Dodatkowe zasilanie

DC/DC=

~DC/AC

Silnik

95 kW x 2

340 kW (SOC 20-70%)

FC PEM

FC PEM2 x 65 kW19,5 kWh

do 450 V 680 V

Hybrydowy napęd z ogniwami paliwowymi JR East E995

Li-Ion

Dodatkowe zasilanie

DC/DC

=~

DC/AC

Silnik

95 kW x 2120 kW (600-900 V)36 kWh

360 kW (SOC 20-60%)

==

1500 V

FC

Przekształtnik impulsowy

600 VHybrydowy napęd z ogniwami paliwowymi RTRI R291

JR East – East Japan Railway CompanyRTRI - Railway Technical Research Institute

a)

b)

c)

Fig. 11. Examples of the use of Li-Ion batteries (a) and fuel cells in rail vehicles (b-c) by the Japanese railways [6]

Rys. 11. Przykłady zastosowania akumulatorów Li-Ion (a) oraz ogniw paliwowych w pojazdach szynowych (b-c) kolei japońskich [6]

16


Amerykański projekt lokomotywy wyposażonej w ogniwa paliwowe zaprezentowany został przez Vehic-le Projects LCC [1]. Lokomotywę o masie 127 ton wyposażono w niskotemperaturowe ogniwa paliwowe typu PEM o mocy 250 kW. Moc całkowita lokomo-tywy, przy uwzględnieniu akumulatorów wynosi 1 MW (rys. 12a).

Stos ogniw paliwowych (Ballard Power System – Mk902) generuje napięcie 600 V, przy zasilaniu wo-dorem (do 1,2 MPa) z dwóch butli 70 kg, w których jest przechowywany przy ciśnieniu 35 MPa. Pozwala to na eksploatację lokomotywy w czasie 8-10 h. Mi-mo dużych wartości mocy chwilowych (600-1000 kW) w typowym teście obciążenia lokomotywy (rys. 12b), to moc średnia wynosi tylko 40-100 kW. Wynika to z długich czasów pracy układu bez obcią-żenia, co zwiększa możliwości wykorzystania ogniw paliwowych w takich pojazdach szynowych.

An American locomotive design equipped with fuel cells was presented by Vehicle Projects LCC [1]. The locomotive, weighing 127 tons, was equipped with low-temperature PEM type fuel cells with a power capacity of 250 kW. The total power of the locomotive, taking into account the batteries, was 1 MW (Figure 12a).

The fuel cell stack (Ballard Power System - Mk902) generates a current at 600 V, when supplied with hydrogen (up to 1.2 MPa) from two 70 kg cylinders, where it is stored at a pressure of 35 MPa. This allows the locomotive to be operated for 8-10 hours. In a typical locomotive load test despite the large instantaneous power values (600-1000 kW) (Figure 12b), the average generated power is only 40-100 kW. It is a result of long periods of drive system operation without any load, which makes the possibilities of using fuel cells in such rail vehicles seem like a more favorable solution.

chłodzenie

H2 zasilanie

Silniki trakcyjne

600 V DC

208 V AC

72 V DC

600-850 V DCakumulatory

FC LCD

PojazdLCD

Went.siln. el. Went.

siln. el.

Zbiorniki wodoru

Zasilanie H2

Szafa el.

Dod. zas.

Chłodzenie

Stos FC

Stos FC

Przetwornik DC/DC

600-850 V DC

Wymiennik Wymiennik

Czas [h]

Moc chwilowa Moc średnia EnergiaMoc [kW]Energia [kWh]

Fig. 12. Locomotive design by Vehicle Projects LCC equipped with fuel cells [1] Rys. 12. Lokomotywa spółki Vehicle Projects LCC wyposażona w ogniwa paliwowe [1]

Brak akumulatorów!

Zbiornik wodoru

Ogniwa paliwowe

Ogniwa paliwowe

Zbiornik wodoru

Silnik EL

Dodatkoweakumulatory

Koło zamachowe

Systemsterowania

Przekształtnik napięcia

Koło zamachowe: • podłączone do ogniwa

paliwowego• stanowi akumulator

energii dla ogniwa• używane podczas

hamowania regeneracyjnego

Rys. 13. Elementy wyposażenia lekkiego pojazdu

szynowego z hybrydowym układem napędowym [3]

Fig. 13. Equipment elements of a light rail vehicle with a

hybrid drive system [3]

a) b)

The drive system proposed for the light rail vehicle (Light Hybrid Electric Train) is presented in [3]. Hydrogen-powered fuel cells were used, however, without the use of electrochemical batteries (Fig. 13). It was found that flywheels would be a sufficient kinetic energy storage system in a vehicle with hybrid drive. Flywheels (8 pcs) accumulate energy during braking and allow it to be used again when the rail vehicle begins accelerating.

The vehicle consists of two rail vehicles connected by a wagon weighing 73 tons. The power of the whole set is 400 kW and the maximum torque is 1600 Nm. The mechanical energy storage system consists of

Propozycję systemu napędowego lekkiego pojazdu szynowego (Light Hybrid Electric Train) przedsta-wiono w publikacji [3]. Wykorzystano ogniwa pali-wowe zasilane wodorem, jednak bez użycia akumula-torów elektrochemicznych (rys. 13). Stwierdzono, że zastosowanie kół zamachowych w układzie hybrydo-wym będzie wystarczającym kinetycznym układem akumulacji energii. Koła zamachowe (8 szt.) groma-dzą energię podczas hamowania oraz pozwalają na jej wykorzystanie podczas przyspieszania pojazdu szy-nowego.

Pojazd szynowy stanowią dwa wagony napędne połączone wagonem o masie 73 t. Moc układu wynosi

17


flywheels weighing 27 kg, whose speed range is 15,000-60,000 rpm). The power of each flywheel system is 67.5 kW, with a stored energy of 6.66 MJ. Each of the two stacks of fuel cells provides a power output of 110 kW.

The simulation analysis of the vehicle energy con-sumption carried out on a test route with the length of 23.6 km and with 11 stations (max speed 22 m/s, ac-celeration/braking 0.6 m/s2, stop 60 s) indicates that the fuel cells are permanently in use to provide power (about 210 kW) with the flywheels supplying power regularly providing just over 400 kW (more power is recovered during braking - more than 500 kW). The power of electric motors during acceleration is around 600 kW and is fully covered by the hybrid drive sys-tem. Based on simulation analyzes, it has been shown that about 21% of the braking energy can be recov-ered.

4. CONCLUSIONS

Rail transport is an inseparable element of the transport sector providing transport services for both people and goods. Its significant participation in industry and passenger transport requires the continued improvement of drive systems in order to increase their efficiency and reduce emissions. Some of the factors that also determines the rate of technological development in this field are the prices of fuels and electricity, which normally trend upward. Many research and development centers are currently carrying out intensive work in the field of drive systems as well as energy recovery and storage systems. Despite the increased degree of technological advanced of the new solutions and the higher prices of vehicles equipped with such complex systems, these research works are fully justified due to the positive results they provide for the transport industry. The use of advanced solutions such as: ultra-capacitors, mechanical energy accumulators, and increasingly more efficient energy storage devices in rail vehicles has a significant impact on the reduction of their operating costs. Apart from the financial aspect, research works also aim to address the environmental concerns related to transport means. The reduction of the negative environmental impact of rail vehicles is commonly associated with the use of hybrid drive systems, fuel cells and full battery systems. In exhaust emission studies measuring the release of toxic compounds and greenhouse gases, the presented, unconventional solutions were shown to have a notably lesser environmental impact. It means that it should be possible to operate such vehicles in the so-called "Green zones" and closed areas where humans are particularly exposed to the effects of toxic compounds emitted from vehicles and other sources. Positive results of the conducted research leads to the

400 kW, a maksymalny moment obrotowy 1600 Nm. Układ mechanicznego gromadzenia energii stanowią koła zamachowe o masie 27 kg, których zakres prędkości obrotowej wynosi 15-60 tys. obr/min). Moc każdego układu wynosi 67,5 kW, przy zgromadzonej energii 6,66 MJ. Każdy z dwóch stosów ogniw paliwowych ma moc 110 kW.

Analiza symulacyjna zużycia energii prowadzona na długości 23,6 km z użyciem 11 stacji (max pręd-kość 22 m/s, przyspieszanie/hamowanie 0,6 m/s2, zatrzymanie 60 s) wskazuje na stałe wykorzystanie mocy ogniw paliwowych (około 210 kW) oraz cy-klicznie mocy kół zamachowych do wartości nieco ponad 400 kW (więcej mocy jest odzyskiwane pod-czas hamowania – ponad 500 kW). Moc silników elektrycznych podczas przyspieszania wynosi około 600 kW i jest w pełni pokrywana przez układ napędu hybrydowego. Na podstawie analiz symulacyjnych wykazano, że możliwe jest odzyskanie około 21% energii hamowania.

4. PODSUMOWANIE

Transport szynowy jest nieodłącznym elementem pozwalającym na świadczeni usług transportowych zarówno ludzi, jak i towarów. Znaczny udział w przemyśle oraz przewozach pasażerskich wymaga udoskonalania układów napędowych w celu zwięk-szenia ich wydajności oraz ograniczania emisji. Czynnikiem, który również determinuje rozwój w tej dziedzinie są ceny paliw oraz prądu, które cechują się tendencją wzrostową. Aktualnie w wielu ośrodkach prowadzone są intensywne prace badawczo-rozwojowe w obszarze układów napędowych oraz odzyskiwania i magazynowania energii. Pomimo zwiększenia stopnia zaawanasowana niektórych roz-wiązań oraz wyższych ceny pojazdów wyposażonych w układy, prace te są w pełni uzasadnione ze względu na pozytywne wyniki prowadzonych badań. Zastoso-wanie w pojazdach szynowych rozwiązań takich jak: ultrakondensatory, akumulatory energii mechanicznej oraz coraz bardziej wydajnych zasobników energii elektrycznej jednoznacznie wpływa na obniżenie kosztów eksploatacji. Prace badawcze poza aspektem finansowym mają również na celu względy środowi-skowe. Obniżenie negatywnego wpływu pojazdów szynowych na otoczenie wiązane jest z zastosowa-niem układów hybrydowych, ogniw paliwowych oraz układów w pełni akumulatorowych. W badaniach pomiaru emisji związków toksycznych oraz gazów cieplarnianych odnotowano mniejszą uciążliwość dla środowiska zaprezentowanych, niekonwencjonalnych rozwiązań. Oznacza to możliwość stosowania takich pojazdów w tzw. „zielonych strefach” oraz obszarach zamkniętych, gdzie człowiek jest szczególnie narażo-ny na oddziaływanie związków toksycznych. Pozy-tywne wyniki przeprowadzanych badań skutkują

18


implementation of the solutions, devised in the labora-tory, into use in the commercial sphere. Many rail operators consciously decide to purchase such vehi-cles, despite the higher listing price, due to their lower operating costs and reduced environmental impact. The trend of replacing conventional drive vehicles with vehicles using alternative drives is stronger each year, which is among others due to the increasingly more conscious and environmentally aware society.

wdrażaniem rozwiązań ze sfery laboratoryjnej do komercyjnej. Wielu przewoźników świadomie ze względu na niższe koszty użytkowania oraz zmniej-szoną emisję związków do środowiska decyduje się na zakup takich pojazdów, pomimo wyższej ceny zakupu. Trend zastępowania pojazdów konwencjo-nalnych przez pojazdy z napędem alternatywnym jest silniejszy z roku na rok między innymi ze względu na świadome i nastawione proekologicznie społeczeń-stwo.

Bibliography / bibliografia

1. A.R. Miller, K.S. Hess, D.L. Barnes, T.L. Erickson, System design of a large fuel cell hybrid locomotive, Journal of Power Sources, Volume 173, Issue 2, 2007, Pages 935-942, ISSN 0378-7753, https://doi.org/10.1016/j.jpowsour.2007.08.045.

2. Arnold R. Miller, John Peters, Brian E. Smith, Omourtag A. Velev, Analysis of fuel cell hybrid locomotives, Journal of Power Sources, Volume 157, Issue 2, 2006, Pages 855-861, https://doi.org/10.1016/j.jpowsour.2005.12.051.

3. D’Ovidio G., Carpenito A., Masciovecchio C., Ometto A. Preliminary Analysis On Advanced Technologies For Hy-drogen Light-rail Train Application In Sub-urban Non Elec-trified Routes, National Scientific Seminar SIDT, Politecnico di Bari, 14-15.09.2017. sidt.org/2017/wp-content/uploads/2018/02/1615-DOvidio.pdf

4. David J. Schroeder, Pradip Majumdar, Feasibility analysis for solid oxide fuel cells as a power source for railroad road locomotives, International Journal of Hydrogen Energy, Volume 35, Issue 20, 2010, Pages 11308-11314, https://doi.org/10.1016/j.ijhydene.2010.07.067.

5. Dincer I., Zamfirescu, C. A review of novel energy options for clean rail applications, Journal of Natural Gas Science and Engineering, Volume 28, 2016, Pages 461-478, ISSN 1875-5100, https://doi.org/10.1016/j.jngse.2015.12.007..

6. Furuta, R. , Kawasaki, J., Kondo, K. (2010), Hybrid Traction Technologies with Energy Storage Devices for Nonelectrified Railway Lines. IEEJ Trans Elec Electron Eng, 5: 291-297. doi:10.1002/tee.20532

7. Hillmansen, S. (2003). The application of fuel cell technology to rail transport operations. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part F: Journal of Rail and Rapid Transit, 217(4), 291–298. https://doi.org/10.1243/095440903322712900

8. Hurst D., Wheelock C., Hybrid locomotives technology inno-vations and demand drivers for diesel and all-electric loco-motives, genset locomotives, and hybrid locomotives: market analysis and forecasts. Research Report. Pike Research, 2010.

9. Hybrid Locomotive, SUSTRAIL, Grant Agreement n°: 265740 FP7.

10. Iraklis A., Investigation into fully – electric and hybrid–electric powertrains for rolling stock. Faculty of Electrical and Computer Engineering. Department of Electrical Energy Aristotle. University of Thessaloniki, Thessaloniki, 2015. (ikee.lib.auth.gr/record/291880/files/athanasios_iraklis_thesis.pdf)

11. Liping Guo, Karthik Yedavalli, Donald Zinger, Design and modeling of power system for a fuel cell hybrid switcher lo-comotive, Energy Conversion and Management, Volume 52, Issue 2, 2011, Pages 1406-1413, https://doi.org/10.1016/j.enconman.2010.10.003

12. Merkisz J., Pielecha I., Układy elektryczne pojazdów hybrydowych. Wydawnictwo Politechniki Poznańskiej, Poznań 2015.

13. Omar, N.; Daowd, M.; Hegazy, O.; Bossche, P.V.; Coosemans, T.; Mierlo, J.V. Electrical Double-Layer Capacitors in Hybrid Topologies —Assessment and Evaluation of Their Performance. Energies 2012, 5, 4533-4568.

14. Petronilla Fragiacomo, Piraino Francesco, Energy performance of a Fuel Cell hybrid system for rail vehicle propulsion, Energy Procedia, Volume 126, 2017, Pages 1051-1058, https://doi.org/10.1016/j.egypro.2017.08.312.

15. Qi Li, Weirong Chen, Zhixiang Liu, Ming Li, Lei Ma, Development of energy management system based on a power sharing strategy for a fuel cell-battery-supercapacitor hybrid tramway, Journal of Power Sources, Volume 279, 1 April 2015, Pages 267-280, https://doi.org/10.1016/j.jpowsour.2014.12.042.

16. Technologies and potential developments for energy efficiency and CO2 reductions in rail systems. International Railways Union. Paris-Madrid 2016. www.uic.org

17. UltraCap double layer capacitors. A New energy storage device for peak power applications. www.epcos.com

18. Ultracapacitor & supercapacitor. www.tecategroup.com. 19. Upasana Sarma, Sanjib Ganguly, Determination of the

component sizing for the PEM fuel cell-battery hybrid energy system for locomotive application using particle swarm optimization, Journal of Energy Storage, Volume 19, 2018, Pages 247-259, https://doi.org/10.1016/j.est.2018.08.008.

20. Wenbin Zhang, Jianqiu Li, Liangfei Xu, Minggao Ouyang, Optimization for a fuel cell/battery/capacity tram with equivalent consumption minimization strategy, Energy Conversion and Management, Volume 134, 15 February 2017, Pages 59-69, https://doi.org/10.1016/j.enconman.2016.11.007.

21. Zhihu Hong, Qi Li, Ying Han, Weilin Shang, Yanan Zhu, Weirong Chen, An energy management strategy based on dynamic power factor for fuel cell/battery hybrid locomotive, International Journal of Hydrogen Energy, Volume 43, Issue 6, 2018, Pages 3261-3272, https://doi.org/10.1016/j.ijhydene.2017.12.117.

19


Guidelines for defining axial loads of freight wagon wheelsets with a stub size of ø120×179 mm

dr inż. Marek Sobaś, prof. Instytutu Sieć Badawcza Łukasiewicz- Instytut Pojazdów Szynowych „TABOR”

The paper presents current problems related to the load-bearing capacity of the axle with a stub size Ø120×179 mm, used in the axle systems of 1XTa freight wagons and their variants as well as the Y25 wagon family. The guidelines for strength calculations of these axles based on the current European regulations were provided. Operational prob-lems are also presented, which can increase or decrease the durability of the wheelset axles. W artykule przedstawiono aktualnie występujące problemy związane z nośnością eksplo-atowanej osi o wymiarach czopa Ø120×179 mm, zastosowaną w układach biegowych wagonów towarowych typu 1XTa wraz z odmianami oraz rodziny Y25. Przedstawiono wytyczne do obliczeń wytrzymałościowych ww. osi w oparciu o aktualnie obowiązujące przepisy europejskie. Zaprezentowano również problemy eksploatacyjne, które mogą zwiększyć lub zmniejszyć trwałość osi zestawu kołowego.

Wytyczne do określenia nośności osi zestawów kołowych wagonów towarowych z czopem o wymiarach ø120×179 mm

1.WSTĘP Zestaw kołowy toczny (nieomaźnicowany)

wagonu towarowego klasycznego (standardowego) składa się z osi oraz wtłoczonych kół. Zestaw koło-wy wraz z jego elementami należy do najbardziej obciążonych w skali całego pojazdu kolejowego. Wagony towarowe jako pojazdy mają najmniejsze przebiegi kilometrowe, które są szacowane zgodnie z kartą UIC 510-1[6] w zakresie 25 000÷40 000 km w skali rocznej. Problem rejestracji faktycznego prze-biegu kilometrowego przez przewoźnika jest obar-czony pewnymi trudnościami, które jednak są i po-winny być przezwyciężane wraz z rozwojem techniki cyfryzacji, telematyki oraz sensoryki. Kolejnym pro-blemem, który wyłania się w eksploatacji wagonów towarowych jest stan załadowania. Z praktyki eks-ploatacyjnej, zebranej z różnych przedsiębiorstw przewozowych w kraju i zagranicą wynika, że stosu-nek przewozów w stanie próżnym do przewozów w stanie ładownym wynosi w przybliżeniu 50%:50%. Ważnymi informacjami, które mają istotne znaczenie dla bezpieczeństwa eksploatacyjnego są przede wszystkim: temperatura łożysk osiowych, stan ła-dunku, przyspieszenia i siły w kierunku pionowym, poprzecznym oraz wzdłużnym oraz lokalizacja wa-gonu na trasie. Informacje te uzyskane w odpowied-nim czasie pozwalają na podjęcie prac konserwacyj-no-naprawczych w odpowiednim czasie (niem. „prä-diktive Instandhaltung”). Oś wagonu towarowego o wymiarze czopa Ø120×179 mm jest przeznaczona dla wagonów towarowych przystosowanych do prze-noszenia sił wynikających z nacisku statycznego

1.INTRODUCTION The rolling stock wheelset (non-varnished) of

a typical (standard) freight wagon consists of axles and wheels. The wheelset and its elements are among the components that bear the majority of the load for the whole railway vehicle. Freight wagons as vehicles have the lowest annual mileage values, which is esti-mated according to the UIC 510-1 [6] to be in the range 25 000÷40 000 km annually. The problem of recording the actual mileage by the operator is subject to certain difficulties which, however, are and should be overcome along with the improving digitalization, telematics and sensory techniques. Another problem that emerges in the operation of freight wagons is the load status. The operational practice, collected from various transport companies domestic and foreign, shows that the ratio of transport operations in the empty state to transport operations in loaded condition is approximately 50%:50%. Important information that has significance to operational safety includes mainly: temperature of axial bearings, load condition, acceleration and forces in the vertical, transverse and longitudinal directions as well as the location of the wagon on the route. This information obtained in a consistent and regular manner allows for undertaking maintenance and repair work in due time (German „prädiktive Instandhaltung”). The axle of a freight wagon with a stub size Ø120×179 mm is intended for freight wagons adapted to transfer forces resulting from the static pressure of a wheelset on the track, amounting to 20 tons (196.2 kN).

20


zestawu kołowego na tor, wynoszącego 20 ton (196,2 kN). 2. KONSTRUKCJA OSI ZESTAWU KOŁOWE-GO 2.1. Materiał stosowany na osie zestawów koło-wych

Osie o wymiarze czopa Ø120×179 mm mają swoją długa historię. Były w praktyce jednymi z pierwszych, które zostały skonstruowane, wykonane i wdrożone do eksploatacji w kolejowym transporcie towarowym, realizującym ciężkie przewozy towarowe [1÷3]. Konstrukcja osi powstawała w wyniku współpracy międzynarodowej w ramach prac prowadzonych przez ORE/ERRI pod nadzorem UIC, w której brali udział przedstawiciele różnych zarządów kolejowych krajów europejskich, w tym z Polski. Rezultatem tych prac był raport ORE/ERRI B136/RP/11/D Frage 136, Bericht 11 [11]. Warto dodać, że w wyniku prac ORE/ERRI powstała karta UIC 515-3 [8], która definiowała me-tody obliczeniowe osi zestawów kołowych, przezna-czonych zarówno dla wagonów towarowych, wago-nów osobowych (pojazdy toczne) oraz zespołów trakcyjnych i lokomotyw (pojazdy trakcyjne). Karta ta została ostatecznie wycofana, z chwilą pojawienia się norm europejskich PN-EN13103+A2:2012 [12] oraz PN-EN 13104+A2:2013 [14]. Pierwsza z nich zawiera metodykę obliczenia osi tocznych, natomiast druga norma europejska zawiera metodykę oblicze-nia dla osi trakcyjnych pojazdów. Można więc stwierdzić, że oś z czopem 120×179 mm jest zapro-jektowana wg wytycznych, zawartych w dokumencie ORE/ERRI B136/RP/11/D Frage 136, Bericht 11[11]. W tym raporcie ustalono granicę zmęczenia dla zginania obrotowego Zgo=200 MPa dla próbki gładkiej, wykonanej ze stali A1N wg karty UIC 811-1 (karta unieważniona w 2006 roku)[10]. W przy-padku wymagań dotyczących stosowanego materia-łu, pierwszym stosowanym na osie była stal St5 wg PN-64/H-84027/3[19]. Następnym zastosowanym materiałem była stal o oznaczeniu P35N wg PN-84/H-84027/03 [20]. Warto dodać, że granica zmę-czenia dla ww. materiałów wynosi Zgo=200MPa, co zostało potwierdzone badaniami wytrzymałości zmę-czeniowej 10-ciu próbek osi z czopem Ø120×179 mm na stanowisku badawczym 18SB (przeprowa-dzonymi w Ośrodku Badawczo-Rozwojowym Po-jazdów Szynowych, obecnie Instytut Pojazdów Szy-nowych „Tabor”). Wyniki tych badań zostały zebra-ne w opracowaniu [4], gdzie zamieszczono ponadto granicę zmęczenia obrotowego Zgo=240MPa dla osi z czopem Ø120×179 mm, których powierzchnia była umacniana za pomocą zabiegu rolowania powierzch-niowego (wałeczkowania) wg obowiązującej instruk-cji OW-1166 [21]. Granica zmęczenia dla zginania obrotowego Zgo=200MPa została potwierdzona rów-nież przez normę europejską PN-EN 13261+A1:2011

2. STRUCTURE OF WHEELSET AXLESS 2.1. The material used for the wheelset axles

Axles with stub size of Ø120×179 mm have a

long history. They were in practice one of the first axles that were constructed, produced and used in rail freight transport, carrying out heavy freight operations [1÷3]. The axle construction was created as a result of international cooperation as part of the work carried out by ORE/ERRI under the supervision of the UIC, where representatives of various railway administra-tions from European countries, including Poland, took part. The result of this work was the report ORE/ERRI B136/RP/11/D Frage 136, Bericht 11 [11]. It is worth noting that the UIC 515-3 card [8] was created as a result of the ORE/ERRI work, which defined the cal-culation methods of wheelset axles, intended for both freight wagons, passenger wagons (rolling stock) and rail units and locomotives (traction vehicles). This card was finally withdrawn, when the European stan-dards PN-EN13103+A2:2012 [12] and PN-EN 13104+A2:2013 [14] were announced. The first one contains the calculation methodology for rolling axles, while the second European standard contains calcula-tion methodology for traction vehicle axles. It can therefore be concluded that the axles with a 120×179 mm stub are designed in accordance with the guide-lines contained in the document ORE/ERRI B136/RP/11/D Frage 136, Bericht 11[11]. This report establishes the fatigue limit for rotational deformation Zgo=200 MPa for a smooth sample made of A1N steel in accordance with the UIC 811-1 card (the card re-voked in 2006) [10]. In the case of requirements con-cerning the material used, the first axles were made using St5 steel according to PN-64/H-84027/3[19]. Then steel with the P35N designation was used as according to PN-84/H-84027/03 [20]. It is worth add-ing that the fatigue limit for the above materials is Zgo=200MPa, which was confirmed by fatigue strength tests of 10 axle samples with a Ø120×179 mm stub done on the 18SB test bench (carried out at the Rail Vehicles Research and Development Center, cur-rently the "Tabor" Rail Vehicles Institute). The results of these tests were compiled in [4], where the limit of rotational fatigue Zgo=240MPa for an axle with a stub size Ø120×179 mm, whose surface was strengthened by means of surface rolling (roll-forming) according to the applicable instruction OW-1166 [21]. The fatigue limit of rotational deformation Zgo=200MPa was also confirmed by the European standard PN-EN 13261+A1:2011 [15] for steel type EA1N. Axles over the years have been produced using increasingly modern technology, so that with the more recent editions of the regulations regarding the axle production technology, the following trends could be observed:

21


ograniczenie zawartości fosforu i siarki do wartości 0,020% dla obydwu pier-wiastków, kontrola zawartości wodoru w stali za

pomocą odgazowania próżniowego w temperaturze 650 ºC do temperatury 1050 ºC lub alternatywnie poprzez wdmuchiwanie lotnego gazu w ciekłą stal o temperaturze 650±20 ºC i dalej gaz zatrzymany w drodze powrotnej, który zawiera wodór, odzyskuje się z obiegu i stosuje się do analizy. Aby spełnić wy-mienione warunki, próbki pobiera się z wytopu według jednej z czterech metod: 1. kokili miedziowych, 2. metody rurko-wej za pomocą rury krzemowej, 3. rury wydmuchującej kwarc nieprzepuszczają-cego promieni świetlnych, 4. metody próbki zanurzeniowej zwana inaczej me-todą nośnego gazu z detektorem z prze-wodnością cieplną, kontrola właściwości mechanicznych

(wytrzymałości na rozrywanie Rm [N/mm2],granicy plastyczności Re [N/mm2] lub R0,2 [N/mm2] oraz wydłu-żenia względnego A5 [%]) na próbkach pobieranych na średnim promieniu (peł-nych) osi, w pobliżu powierzchni ze-wnętrznej oraz w środku osi, w celu zba-dania dyssypacji właściwości mecha-nicznych w zależności od lokalizacji po-bieranej próbki na przekroju osi zgodnie z p.3.2.1.1 wg normy PN-EN 13261+A1:2011 [15], kontrola udarności w kierunku wzdłuż-

nym i poprzecznym na próbkach pobie-ranych możliwie blisko powierzchni osi, w połowie promienia w osi środkowej pełnych osi oraz w środku pomiędzy powierzchnią zewnętrzną i wewnętrzną, mikrograficzne właściwości strukturalne

zgodnie z p.3.3 normy europejskiej PN-EN 13261+A1:2011[15], a mianowicie mikrostruktura powinna być ferrytyczno-perlityczna, natomiast wielkość ziarna nie powinna być większa niż określona na diagramie referencyjnym 5 w załącz-niku B normy EN ISO 643:2003 [18], lokalizacja próbki mikrograficznej, po-ziom bezwadliwości, sposób przepusz-czalności promieni ultradźwiękowych, kryteria badań ultradźwiękowych, sposób i poziom badania naprężeń wła-

snych w osi, własności geometryczne: odchyłki

kształtu i położenia, chropowatość po-wierzchni,

limiting the content of phosphorus and sulfur to 0.020% for both elements, hydrogen content control in steel by

means of vacuum degassing at 650ºC to 1050ºC or alternatively by blowing a vola-tile gas into the liquid steel at 650 ± 20ºC and then hydrogen containing gas retained on the return path is recovered and used for analysis. To meet these conditions, samples are taken from the melting ac-cording to one of four methods: 1. copper molds, 2. tubular method using a silicon tube, 3. light blocking tube blowing out quartz, 4. immersion sample method, oth-erwise known as the gas carrier method with a thermally conductive detector, control of mechanical properties (tensile

strength Rm [N/mm2], yield point Re [N/mm2] or R0,2 [N/mm2] and relative elongation A5 [%]) using samples taken at medium radius (of full) axles, around the outer surface and in the middle of the axle, in order to investigate the dissipation of mechanical properties depending on the location the sample was taken at from the axle cross section according to p.3.2.1.1 of the norm PN-EN 13261+A1:2011 [15], impact test in longitudinal and transverse

directions on samples taken as close to the axle surface as possible, mid-radius in the axle center and in the middle between the outer and inner surfaces, micrographic structural properties in ac-

cordance with p.3.3 of the European norm PN-EN 13261+A1:2011[15], namely the microstructure should be ferritic-perlitic, while the grain size should not be greater than specified in reference diagram 5 in Annex B of the EN standard EN ISO 643:2003 [18], the location of the micro-graphic sample, the level of inertia, the transmission method of ultrasound waves, ultrasonic testing criteria, the method and level of testing the inher-

ent axle stress forces, geometric properties: deviations of shape

and position, surface roughness, criteria for surface defects detection using

magnetic-particle testing, a method of protection against corrosion

and mechanical damage (four classes of protection), etc.

2.2. Guidelines for determining the load capacity of the axle with a stub size of Ø120×179 mm

The following forces act on the axle with a Ø120×179 mm stub during operation:

static forces,

22


2.2. Wytyczne do określenia nośności osi z czopem Ø120×179 mm

Na oś z czopem Ø120×179 mm działają podczas eksploatacji następujące siły:

siły statyczne, siły udarowe, siły dynamiczne, okresowo działające, mają-

ce charakter obciążeń zmęczeniowych. Wartość maksymalnych sił statycznych, jakie może przenieść oś zestawu kołowego, wynika z obciążeń próbnych, przykładanych do gniazda skrętu np.Y25Rss. Zgodnie z Warunkami Technicznymi Wykonania i Odbioru (WTW i O), siły działające na gniazdo skrętu wózka typu Y25Cs wraz z odmianami są przedstawione na rys.1.

kryteria badań magnetyczno-proszko-wych, w celu wykrycia wad powierzch-niowych, sposób zabezpieczenia przed korozją i

przed uszkodzeniami mechanicznymi (cztery klasy zabezpieczeń) itd.

impact forces, dynamic, periodic forces, having the character

of fatigue loads. The maximum value of static forces that can be transferred by the axle of a wheelset results from test loads applied to the center plate, e.g. Y25Rss. In accordance with the Technical Conditions of Production and Acceptance, forces acting on the center plate of the Y25Cs bogey along with their variations are shown in Fig.1.

Legenda: 1-obciążenie P1=54,4 kN, 2-obciążenie P2 =349,1 kN, 3-obciążenie P3 =454,2 kN.

Rys. 1. Sposób obciążania wózka w przypadku odbiorów u produ-centa wózka i wykonującego naprawy

Where: 1-force P1=54.4 kN, 2-force P2 =349.1 kN, 3-force P3 =454.2 kN.

Fig.1. The trolley load distribution in case of accepting the trolley from the manufacturer and after a repair was performed

Considering that the highest load is P3=454.2 kN, which corresponds to static pressure of a single wheel of 0.25×(45 kN+454.2 kN )=124.8 kN (45 kN corre-sponds to the weight of the Y25Cs trolley). According to the PN-EN 14363:2016 E standard [16] the maxi-mum load Qmax=100+90=190 kN, where Q0=100 kN (static wheel load on rail), and Qdyn=90 kN corre-sponds to the maximum dynamic surplus. The maximum stress values allowed for full axles including axles with a Ø120×179 mm stub are only valid if they meet p.7.2 of the norm PN-EN 13103+A2:2012E [12], especially its fragment regard-ing corrosion protection that reads: „.... these values apply only when the operating conditions ensure proper corrosion protection for the entire lifespan of the axle. If there are any doubts about the effective-ness of that corrosion protection, the stress limit should be divided by the coefficient agreed upon by the designer and the contracting authority, taking into account the maintenance rules exercised by the opera-tor.” In turn, the norm PN-EN 13103-1:2017 (norm replacing the PN-EN 13103+A1:2012E) the following information can be found in part 8.1: „Axle construction using these parameters should:

include a system of protection against corro-sion and mechanical damage in accordance with PN-EN 13261+A1:2011, take into account inspections and service ac-

tions carried out in accordance with PN-EN

Biorąc pod uwagę, że największe obciążenie wynosi P3=454,2 kN, co w przeliczeniu na jedno koło odpo-wiada naciski statycznemu 0,25×(45 kN+454,2 kN )=124,8 kN (45 kN odpowiada ciężarowi wózka Y25Cs). Zgodnie z normą PN-EN 14363:2016 E [16] maksymalny nacisk Qmax=100+90=190 kN, gdzie Q0=100 kN (nacisk statyczny koła na szynę), a Qdyn=90 kN odpowiada maksymalnej nadwyżce dy-namicznej. Maksymalne wartości naprężeń dopuszczalnych dla osi pełnych w tym osi z czopem Ø120×179 mm są ważne tylko wtedy, gdy spełniony jest p.7.2 w normy PN-EN 13103+A2:2012E [12], a zwłaszcza jego fragment dotyczący ochrony przed korozją o treści następującej: „.... wartości te stosuje się tylko wtedy , gdy warunki eksploatacji zapewnią prawidłowe za-bezpieczenie przed korozją przez cały czas użytko-wania osi. Jeżeli występują wątpliwości, że zabezpie-czenie przed korozją nie będzie skuteczne, to gra-niczne naprężenia powinny być podzielone przez współczynnik uzgodniony przez projektanta i zama-wiającego, uwzględniający przepis utrzymania sto-sowane przez użytkownika.” Z kolei w normie PN-EN 13103-1:2017 (norma zastępująca PN-EN 13103+A1:2012E) w punkcie 8.1 jest zapis następu-jący: „Konstrukcja osi wykorzystująca te parametry po-winna:

zawierać system ochrony przed korozją i uszkodzeniami mechanicznymi zgodnie z PN-EN 13261+A1:2011, uwzględnić kontrole i przeglądy serwisowe

przeprowadzane zgodnie PN-EN 15313 [17].

23


15313 [17]. If the requirements listed in EN 13261 and/or 15313 can not be met, the use of other S factor values listed and explained in the technical specification should be considered:

system (if used) to protect shielded areas of the axle e.g. against corrosion and mechani-cal damage, inspections and maintenance.

In the case of axles not covered by the coating (protec-tion class 4 according to PN-EN 13261+A1:2011[15]) the permissible stress value should be reduced based on operating experience or tests and conditions of use, justified in the technical specification.” Therefore, it can be concluded that the criteria for the permitted stress forces, used to determine the axles geometrical dimensions arise and were determined by the manufacturer, are relevant only as long as the axles are maintained in the right technical condition. The right technical condition should be understood as:

ensuring the appropriate surface roughness, measured by parameters Ra (average devia-tion of the mean line profile), Rz (average height of unevenness along the length of a singular section), Rt (unevenness depth on the length of the singular segment, in Ger-man: „Rauhtiefe”); it is required through-out its entire lifetime to be consistent with the construction documentation; one can formulate here the thesis about the external surface being defect-free, defined so that ac-ceptable defects on the surface do not exceed those listed in p.3.7.2.2 of the European Standard PN-EN 13261+A1:2011[15]; the effect of surface roughness on fatigue strength is specified in Fig. 2; properties characterizing the axle surface condition should be measured by means of an elec-tronic roughness measurement device (pro-filometer), while defects on the external sur-face should be determined by means of vis-ual tests (VT) and magnetic and powder tests (MT), internal lack of defects, understood as pre-

venting defects greater than or equal to those that have been determined for the reference axle; then the criterion for weakening the ul-trasonic waves return echo is defined in or-der to determine the acceptable defect level.

In both cases, the manufacturer and the workshop performing maintenance inspections and repairs should have appropriate detailed repair instructions developed by the institutions listed previously and approved by a scientific research unit listed in the legislation of the Minister of Infrastructure. It is worth noting that the axles must first be qualified for the ultrasonic testing before being subjected to them, re-

Jeśli nie można spełnić wymagań EN 13261 i/lub 15313, należy wziąć pod uwagę zastosowanie innych wartości współczynników S, określonych i uzasad-nionych w specyfikacji technicznej:

system (jeśli jest stosowany) do zabezpiecze-nia osłoniętych obszarów osi np. przed koro-zją i uszkodzeniami mechanicznymi, przeglądy i konserwacje.

W przypadku osi niepokrytych powłoką (klasa ochronna 4 zgodnie z PN-EN 13261+A1:2011[15]) należy zastosować redukcję naprężeń dopuszczal-nych w oparciu o doświadczenia eksploatacyjne lub badania i warunki użytkowania, uzasadnienie w spe-cyfikacji technicznej.” W związku z tym można wyciągnąć wniosek, że kryteria dopuszczalnych naprężeń, z których wynika-ją wymiary geometryczne osi, a które z kolei określił konstruktor mają znaczenie o tyle, o ile zachowany jest prawidłowy stan techniczny osi. Przez prawidłowy stan techniczny osi rozumie się:

zapewnienie odpowiedniej chropowatości powierzchni, mierzonej parametrami Ra (średnie odchylenie profilu linii średniej), Rz (średnia wysokość nierówności na dłu-gości odcinka elementarnego), Rt (głębo-kość nierówności na długości odcinka ele-mentarnego- niem. „Rauhtiefe”); wymaga się, aby była ona zgodna przez cały okres eksploatacji z dokumentacją konstruk-cyjną; można tutaj sformułować tezę o bezwadliwości powierzchni zewnętrznej, rozumianej w taki sposób, że dopuszczalne wady na powierzchni nie przekraczają tych, które są wymienione w p.3.7.2.2 normy eu-ropejskiej PN-EN 13261+A1:2011[15]; wpływ chropowatości powierzchni na wy-trzymałość zmęczeniową jest określony na rys.2.; właściwości, charakteryzujące stan powierzchni osi należy mierzyć za pomocą elektronicznego urządzenia do pomiaru chropowatości (profilomierza), natomiast wady na powierzchni zewnętrznej należy ustalić za pomocą badań wizualnych VT oraz badań magnetyczno-proszkowych MT, bezwadliwość wewnętrzna, rozumiana jako

niedopuszczanie wad większych lub rów-nych od tych, które są ustalane na osi wzor-cowej; następnie ustala się kryterium osła-bienia echa powrotnego fal ultradźwięko-wych w celu określenia dopuszczalnej wa-dy.

W obydwu przypadkach producent i warsztat wyko-nujący przeglądy oraz naprawy konserwacyjne po-winien dysponować odpowiednimi szczegółowymi instrukcjami naprawczymi, opracowanymi przez ww. podmioty i zatwierdzone przez jednostkę naukowo-badawczą, wymienioną w rozporządzeniu ministra

24


quiring appropriate equipment and qualified personnel. The first step is to check for any unacceptable defects (cracks, especially in the transverse direction) on the axle surface, which are a serious threat to fatigue strength. This statement is supported by the fact that when axles are subject to a rotation force (as the dominant load) the greatest stresses occur on the axles surface. Otherwise ultrasonic examination serves no purpose if the axle surface is so significantly compromised that it excludes the axle from being put into operation. If the principle of extending repair intervals for freight wagons, in order to reduce operating costs and increase their availability, is accepted then all repairs should be more precise, so that the wheelset can be qualified for further operation without any doubt. Before discussing the details of the load capacity (or the ability to construct the axle to carry operational loads) of the wheelset axles with the Ø120×179 mm stub, it is necessary to decide what factor is decisive for the usefulness of the axle for further use. The problem is even more important because to this day there are very serious discrepancies in this matter, and sometimes these theses are completely baseless. Even at the beginning of the 1990s, the prevailing view was that the axles operation lifespan should be limited to 25 years. It was sourced from the previous edition of the Polish corrective provisions. This limitation was not justified. The only factor qualifying or eliminating an axle from operation was and is its technical condition. The proof of this is the fact that the cracks in the axles occur at different ages, often before they reach 25 years, and the main reason behind it is incorrect technical condition, identified by surface cracks or internal defects, that not detected at all during repairs. Often, the operational lifespan of a vehicle, for example, estimated for 35 years, 40 years, etc., is dictated not by its operability, but by the market availability of spare mechanical parts. A serious problem to be solved is the availability of software to control the vehicle system, which, after about four years, is no longer valid. Thus, it can be seen that there is no analogy here to limit the wheelsets axles durability of freight wagons and other vehicles.

infrastruktury. Warto zaznaczyć, że oś poddana ba-daniom ultradźwiękowym musi być poprzednio za-kwalifikowana do tych badań, wymagających odpo-wiedniego oprzyrządowania oraz wykwalifikowane-go personelu. Należy najpierw sprawdzić, czy na powierzchni osi nie występują niedopuszczalne wady (rysy, pęknięcia zwłaszcza w kierunku poprzecz-nym), które są poważnym zagrożeniem dla wytrzy-małości zmęczeniowej. Ww. stwierdzenie jest popar-te tym, że przy zginaniu obrotowym osi (jako domi-nującym obciążeniem) największe naprężenia wystę-pują na powierzchni osi. Inaczej nie ma sensu bada-nie ultradźwiękowe, jeśli już powierzchnia osi jest tak poważnie zagrożona, że eliminuje ją z eksploata-cji. Jeśli przyjmujemy zasadę o wydłużaniu okresów między-naprawczych dla wagonów towarowych, aby obniżyć koszty eksploatacji i zwiększyć ich dyspo-zycyjność, to wszelkie naprawy powinny być do-kładniejsze, tak aby bez wątpliwości zakwalifikować zestaw kołowy do dalszej eksploatacji. Zanim będą omawiane szczegóły dotyczące nośności (czyli zdol-ności konstrukcji osi do przenoszenia obciążeń eks-ploatacyjnych) osi zestawu kołowego z czopem Ø120×179 mm, należy rozstrzygnąć jaki czynnik jest decydujący o przydatności osi do dalszej eksploata-cji. Problem jest ważny tym bardziej, że do dnia dzi-siejszego w tej kwestii panują bardzo poważne roz-bieżności i a niekiedy stawiane tezy są kompletnie nieuzasadnione. Jeszcze na początku lat 90. panował pogląd, że wiek eksploatowanej osi powinien być ograniczony do 25 lat. Wynikało to z dawnej edycji z polskich przepisów naprawczych. Ograniczenie to nie było niczym uzasadnione. Jedynym czynnikiem kwalifikującym lub eliminującym oś z eksploatacji był i jest jej stan techniczny. Dowodem na to jest fakt, że pęknięcia w osiach występują w różnym wieku, często poniżej 25.lat, a powodem jest niepra-widłowy stan techniczny, identyfikowany przez pęk-nięcia powierzchniowe lub wady wewnętrzne, nie wykryte podczas napraw. Często trwałość pojazdu szacowana np. na okres 35 lat, 40 lat itd. jest podyk-towana nie zdolnością do eksploatacji, ale dostępno-ścią części zamiennych mechanicznych na rynku. Poważnym problemem do rozwiązania jest dostęp-ność oprogramowania (ang. „software”) do sterowa-nia systemem pojazdu, które po około czterech latach traci już swoją aktualność. Tak więc widać, że nie można szukać tutaj analogii w ograniczeniu trwałości osi zestawów kołowych wagonów towarowych oraz innych pojazdów. Analizując rys.2 można wyciągnąć następujące wnioski: wpływ współczynnika stanu powierzchni ßP

jest tym większy, im większa jest granica wy-trzymałości na rozciąganie dla danej stali, albo inaczej stale o wysokiej wytrzymałości są bar-dziej wrażliwe na karb z tytułu niewłaściwego

Analyzing Fig.2 the following conclusions can be derived: the effect of the surface condition factor ßP is

greater, the greater the tensile limit for a given steel type, or the high strength steel types are more sensitive to the notch due to poor surface condition, a parameter that is used to assess the surface

roughness for rail vehicles elements that operate under fatigue loads is the parameter Rt, it ap-pears in the documentation of the standard wheelset axle, in the regulations e.g. Report

25


Rys. 3. Zależność parametru Ra od Rt oraz parametru Rt od Ra w mikrometrach

Rys. 2. Wpływ współczynnika stanu powierzchni ßP na wytrzymałość zmęczeniową przy zginaniu i rozciąganiu wg [5]

Fig.2. Impact of the surface condition factor ßP on fatigue strength in bending and tension tests according to [5]

Fig.3. The relation of the parameter Ra from Rt as well as of Rt from Ra in micrometers

stanu powierzchni, parametrem, który używa się do oceny chro-

powatości powierzchni dla części pojazdów szynowych, które pracują na obciążenia mają-ce charakter zmęczeniowy jest parametr Rt, występuje on w dokumentacji standardowej osi zestawu kołowego, w przepisach np. raport Raport ORE/ERRI B12 Rp.11/D Frage B136 [11] lub w literaturze fachowej [5]; zależność parametru chropowatości Rt od Ra jest przed-stawiona na rys.3; im dokładniej wykonana jest powierzchnia osi

zestawu kołowego, tym wytrzymałość zmę-czeniowa jest większa; wychodząc z tego zało-żenia że podane w przepisach chropowatości poszczególnych powierzchni można zdecydo-wanie zaostrzyć, osiągnie się efekt podwyż-szenia wytrzymałości zmęczeniowej; co praw-da zwiększa się w ten sposób koszty wykona-nia, ale oś taka cechuje się większą trwałością.

ORE/ERRI B12 Rp.11/D Frage B136 [11] or in specialist literature [5]; the relations between the roughness parameter Rt and Ra is shown in Fig.3;

fatigue strength of the wheelset axle is greater if it’s surface produced with greater accuracy, assuming that the surface rough-ness values given in the regulations may be significantly increased, the fatigue strength will be increased as a result; it is true that the manufacturing costs will be increased, but such an axle is then characterized by greater durability and thus longer lifespan.

Another problem that appears for all axles of freight wagons is the problem of annual mileage of freight wagons and the related number of cycles that accom-pany rotary bending. As can be seen from the UIC 510-1 [6] card, the annual mileage of freight wagons is estimated in the range of 25000÷45000 km. One rotary bending cycle during operation corresponds to one rotation of the wheel. The rolling diameter of a wheel in unused condition is 920 mm=0.920 m, while the circumference of the wheel is 2.89 m. While in wheels that have been worn out the diameter is 890 mm=0.890 m, and the circumference of the wheel is 2.79 m. Number of cycles for individual kilometer mileage per year is presented in table 1.

Kolejnym problemem jaki dotyczy wszystkich osi wagonów towarowych jest problem przebiegów w skali rocznej wagonów towarowych oraz związanych z tym liczbą cykli, które towarzyszą zginaniu obro-towemu. Jak wynika z karty UIC 510-1 [6] przebieg roczny wagonów towarowych jest szacowany w przedziale 25000÷45000 km. Jeden cykl zginania obrotowego podczas eksploatacji odpowiada jedne-mu obrotowi koła. W stanie nowym średnica toczna koła wynosi w stanie nominalnym 920 mm=0,920 m, natomiast obwód koła wynosi 2,89 m. W stanie zużytym średnica toczna koła wynosi 890 mm=0,890 m, natomiast obwód koła wynosi 2,79 m. Liczba cykli dla poszczególnych przebiegów kilometrowych w skali roku jest przedstawiona w tablicy 1.

It should be noted that due to the specifics of freight train operations, the calculated number of axle load cycles includes no load driving cycles (load type I driving) and driving cycles in the loaded condition (load type II driving). Operational experience indicates that the ratio between the two types of cycles is 50%:50%. Another important aspect is that if the

26


The relation between the number of rotary bending cycles on mileage in the case of a freight wagon equipped with wheel sets with new wheels and significantly worn out wheels. Table 1

Zależność ilości cykli zginania obrotowego od przebiegu kilometrowego w przypadku wagonu towarowego wyposażonego w zestawy kołowe z kołami w stanie nowym oraz skrajnie zużytym. Tablica 1

Średnica toczna koła w stanie nowym: 0,920 m, obwód koła 2,89 m Przebieg roczny

w [km] 25 000 28 900 30 000 35 000 40 000 50 000

Ilość cykli zginania obro-

towego 8,65×106 107 1,03×107 1,21×107 1,38×107 1,73×107

Średnica toczna koła w stanie maksymalnie zużytym: 0,890 m, obwód koła 2,79 m Przebieg roczny

w [km] 25 000 27 900 30 000 35 000 40 000 50 000

Ilość cykli zginania obro-

towego 8,96×106 107 1,07×107 1,25×107 1,43×107 1,79×107

The rolling diameter of a new wheel: 0.920 m, wheel circumference 2.89 m Annual mileage

[km] 25 000 28 900 30 000 35 000 40 000 50 000

Number of rotary bending

cycles 8.65×106 107 1.03×107 1.21×107 1.38×107 1.73×107

The rolling diameter of a worn out wheel: 0.890 m, wheel circumference 2.79 m Annual mileage

[km] 25 000 27 900 30 000 35 000 40 000 50 000

Number of rotary bending

cycles 8.96×106 107 1.07×107 1.25×107 1.43×107 1.79×107

mass in the loaded state is assumed to be 80 000 kg, while in the empty state it is 20 000 kg (equivalent weight of the wagon), the proportions of type I and II axle loads in the drive cycles are as high as 1:4. In the case of the axle load capacity, the cycles of the second type are the most important, since they are the closest to the permissible stress limits. Hence the conclusion that the type I loads do not impact the load capacity of the axle as significantly as the stresses from the second type loads. The word mileage in freight wagons must, therefore, be supplemented with an explanation regarding the proportion of freight wagons driving time while empty. It is different in the case of line and shunting locomotives, where, in addition to a significantly higher mileage of 200 000÷240 000 km, axle load drive cycles should be classified as experiencing type II loads. In the case of passenger carriages and traction units, there are drives in empty and loaded condition, but the difference in loads for these drives is not as large as in the case of freight wagons. Another problem is to precisely determine the mileage of freight wagons, which are operated on different routes and as such are not equipped with appropriate measuring instruments. A certain breakthrough in this regard may be provided by the concept of "intelligent freight wagons". As part of this concept, the plan is to equip wagons that have already been used and newly built ones with sensors for measuring speed, accelerations in different directions, temperature of axle bearings and location of the wagon on the route. This data is to be transmitted to the central office via GSM-R ("data bank" and processed there).

Należy wziąć pod uwagę, że w związku ze specyfiką przejazdów wagonów towarowych wyliczona liczba cykli obciążeń osi, obejmuje cykle jazdy w stanie próżnym (cykle I rodzaju obciążeń) oraz cykle jazdy w stanie ładownym (cykle II rodzaju obciążeń). Z doświadczeń eksploatacyjnych wynika, że proporcja między obydwoma rodzajami cykli wynosi 50%:50%. Kolejnym istotnym aspektem jest fakt, że jeśli przyjąć, że masa w stanie ładownym wynosi 80 000 kg, natomiast w stanie próżnym wynosi 20 0000 kg (ekwiwalentna masa wagonu), to proporcje obcią-żeń działających na oś w przypadku cykli I rodzaju i II rodzaju wynoszą jak 1:4. W przypadku nośności osi najbardziej istotne są cykle II rodzaju, gdyż to one są najbardziej zbliżone do naprężeń dopuszczal-nych. Stąd wniosek, że naprężenia I cyklu obciążeń nie decydują o nośności osi w sposób tak istotny jak naprężenia pochodzące z II cyklu obciążeń. Słowo przebieg w wagonach towarowych musi być więc uzupełnienie o wyjaśnienie, jaki udział stanowią jazdy wagonów w stanie próżnym. Inaczej jest w przypadku lokomotyw liniowych i manewrowych, gdzie oprócz zdecydowanie większego przebiegu kilometrowego wynoszącego 200 000÷240 000 km, cykle obciążeń osi należy zakwalifikować jako cykle II rodzaju obciążeń. W przypadku wagonów osobo-wych oraz zespołów trakcyjnych występują jazdy w stanie próżnym i w stanie ładownym, ale widmo obciążeń nie charakteryzuje się tak dużym rozrzutem jak w przypadku wagonów towarowych. Kolejnym problemem jest precyzyjne określenie przebiegu wagonów towarowych, które kursują na różnych

27


trasach i jako takie nie są wyposażone w odpowied-nie przyrządy pomiarowe. Pewnym przełomem może okazać się koncepcja „inteligentnych wagonów to-warowych”. W ramach tej koncepcji przewiduje się wyposażenie wagonów już eksploatowanych oraz nowobudowanych w sensory do pomiaru prędkości, przyspieszeń w różnych kierunkach, temperatury łożysk osiowych oraz lokalizacji wagonu na trasie. Dane te mają być przekazywane do centrali za po-mocą GSM-R („banku danych” i tam będą przetwa-rzane).

3. Budowa osi Oś zestawu kołowego z czopem Ø120×179

mm jest konstrukcją złożoną, podobnie jak inne osie wagonów towarowych. Na rysunku 4 jest przedsta-wiona ogólna konstrukcja osi, wraz z zasadniczymi wymiarami.

3. Axle construction The axle of a wheelset with a Ø120×179 mm

stub is a complex construction, similar to other axles of freight wagons. Fig. 4 shows the general construc-tion of the axles, along with their essential dimensions.

Fig.4. General schematic of a wheelset axle with a Ø120×179 mm stub for freight wagons Rys. 4. Ogólny rysunek osi zestawu kołowego z czopem Ø120×179 mm dla wagonów towarowych

The construction of the axle with the Ø120×179 mm stub is not a "uniform strength beam".

From the analysis of individual cross-sections, it can be stated that the stress values are not the only valid criterion when constructing wheelset axles, which will be confirmed by later calculations in the next publica-tion on this subject. An important element in the con-struction of the axle is also its rigidity. Properly cho-sen axle rigidity value guarantees the correct wheelset steering on the track, in accordance with the UIC 510-2 [7].

In p.1.6 of this card the following statement can be found: “Separation of wheels in a wheelset measured between the end faces of outer wheel outlines, in case of wagons in empty and loaded condition, measured at the height of the rail heads must be: - at most 1363 mm and - at least 1357 mm for wheels with a diameter of D=1000 mm to d=840 mm and - at most 1363 mm and - at least 1359 mm for wheels with a diameter of 840 mm to d=330 mm. These seize values take into account the changes re-sulting from elastic and permanent deformations oc-curring during wheel operation.” For this reason, while parts of the axle, such as the axle center point, wheel seat and profile, are designed in relation to the permissible stress criterion, the cen-tral part with a diameter of 160+2 mm is designed to provide the correct stiffness to meet the dimension requirements of 1360±3 mm and as the calculations further in the article show, the actual stress values show a "margin" relative to the permissible ones. The axle consists of the following parts:

fixtures, which should include such parts as stubs (bearing seating), fore-axle (support rings seats) and the wheel seats (wheels), the center parts of the axles (in this case com-

pletely free of seats).

Konstrukcja osi z czopem Ø120×179 mm nie jest „belką o równomiernej wytrzymałości”.

Jak wynika z analizy poszczególnych przekrojów naprężenia nie są jedynym kryterium, które obowią-zuje przy konstruowaniu osi zestawu kołowego, co będzie potwierdzone późniejszymi obliczeniami w następnej publikacji na ten temat. Istotnym elemen-tem przy konstruowaniu osi jest również sztywność osi. Odpowiednio dobrana sztywność osi gwarantuje prawidłowe prowadzenie zestawu kołowego w torze, zgodnie z kartą UIC 510-2 [7]. W p.1.6 niniejszej karty znajduje się zapis następują-cy: ”Rozstaw kół zestawu kołowego pomiędzy po-wierzchniami czołowymi zarysów zewnętrznych kół, w przypadku wagonów w stanie próżnym i ładow-nym, mierzonym na wysokości główek szyn musi wy-nosić: - co najwyżej 1363 mm i -co najmniej 1357 mm dla kół o średnicy D=1000 mm do d=840 mm oraz - co najwyżej 1363 mm i -co najwyżej 1359 mm dla kół o średnicy 840 mm do d=330 mm. Wymiary uwzględniają przekroczenia, wynikające z odkształceń sprężystych oraz trwałych, występują-cych w eksploatacji.”

28


In the case of wheel seats and stubs, it should be noted that their part is intended for embedding, and the part is free. Due to the possible wear and tear when install-ing and dismantling parts such as bearings, stop rings and wheels, the acceptable repair dimensions should be provided. For axles with a Ø120×179 mm stub the following repair dimensions must be taken into ac-count:

Ø119 p6 and Ø118 p6, in order to mount re-pair bearings (smaller size) NJ+NJP 119×240×80 or NJ+NJP 118×240×80 (SKF company) or WJ+WJP 119×240×80 or WJ+WJP 118×240×80 (FAG company); using the inner ring of both companies with the cor-rective dimensions while leaving the rest of the bearings unchanged is also permitted; wheel mounting diameter Ø185 mm, should

be ordered with an appropriate fitting margin, which should be agreed upon with the manu-facturer; this is important in that the pressing and coiling forces can reach very high values, which often contribute to surface damage; af-ter the wheel rolling operation, it is often nec-essary to polish the surface, which leads to material loss and a systematic reduction of the material buffer until the minimum limit size is reached; the stop ring seat diameter if damaged during

its removal, should be milled down to a smaller diameter in order to remove any sur-face damage; in case of significant defects on the surface of

the central part of the axis, it is recommended to sand the entire surface (using a door grinder) so that the repairing dimension is not exceeded.

The above repair guidelines indicate that when testing the axle load capacity, it is necessary to check the level of stress, which is a measure of the material ten-sile properties, taking into account the nominal dimen-sions and repair dimensions. After exceeding the per-missible repair dimensions, the axle should be ex-cluded from further use. On the other hand, it should also be taken into account that the use of modern manufacturing and repair technologies contributes significantly to increasing the wheelsets axle load capacity. In this case, the following technological measures should be investigated:

rolling of the wheelset axis, which is used in strengthening the surface, by introducing negative stress values (compressive stress); this strengthening allows to increase the material fatigue limit, i.e. Zgo from 200 MPa up to 240 MPa; surface strengthening con-sists of applying compressive stress onto the surface layer of the material; this strengthening, as stated in the OW-1166/1

W związku z powyższym, o ile takie części osi jak czop osi, przedpiaście oraz podpiaście osi są projek-towane w odniesieniu do kryterium naprężeń do-puszczalnych, o tyle cześć środkowa o średnicy 160+2 mm osi jest projektowana pod kątem zapew-nienia prawidłowej sztywności, aby spełnić wymiar 1360±3 mm i jak później wykażą obliczenia, naprę-żenia faktyczne wykazują „rezerwę” w stosunku do dopuszczalnych. Oś składa się z następujących stref:

osadzeń, do których należy zaliczyć takie strefy jak czopy (osadzenie łożysk), przed-piaścia (osadzenie pierścieni oporowych) oraz podpiaścia ( koła), części środkowych osi (w tym przypadku

całkowicie wolnych od osadzeń). W przypadku czopów oraz przedpiaść należy zwró-cić uwagę, że ich cześć jest przeznaczona pod osa-dzenia, a cześć jest swobodna. Z uwagi na możliwość zużycia przy zakładaniu i ściąganiu takich części jak łożyska, pierścienie oporowe oraz koła należy prze-widzieć dopuszczalne wymiary naprawcze. W przy-padku osi z czopem Ø120×179 mm należy uwzględ-nić następujące wymiary naprawcze:

Ø119 p6 oraz Ø118 p6, w celu zamontowa-nia łożysk naprawczych (podwymiarowych) NJ+NJP 119×240×80 lub NJ+NJP 118×240×80 (firma SKF) lub WJ+WJP 119×240×80 lub WJ+WJP 118×240×80 (firma FAG); dopuszczalne jest również za-stosowanie pierścienia wewnętrznego pro-dukcji obydwu firm o wymiarach napraw-czych pozostawiając resztę łożysk bez zmian; średnica osadzenia kół Ø185 mm, powinna

być zamawiana z odpowiednim zapasem wymiarowym, który powinien być uzgod-niony z producentem; jest to istotne o tyle, że siły wtłaczania i stłaczania przyjmują bardzo wysokie wartości, które niejednokrotnie przyczyniają się do uszkodzenia powierzch-ni; po operacji stłaczania koła niejednokrot-nie konieczne jest przeszlifowanie po-wierzchni, które prowadzi do ubytku mate-riałowego i systematycznego zmniejszenia zapasu materiałowego, aż do osiągnięcia wymiaru kresowego; średnica przedpiaścia, na której osadzony

jest pierścień oporowy w przypadku uszko-dzenia podczas jego zdejmowania powinna być przetoczona na mniejszy wymiar, w celu usunięcia uszkodzeń na powierzchni; w przypadku wystąpienia znaczących wad na

powierzchni części środkowej osi zaleca się zeszlifowanie całej powierzchni (za pomocą szlifierki bramowej), tak aby wymiar na-prawczy nie został przekroczony.

29


manual [21], reaches a depth of 2÷8 mm, which allows to reduce the peak load values on the axle, as they reach the highest values on its surface; another problem is the relaxation (disappearance) of these stresses with the passage of time; a successful alternative solution seems to be the solution of the Czech manufacturer Bonatrans a.s. in Bohumin, who uses induction hardening on the entire axle surface of the wheelset; in the case of placing bearings on the axle

stubs and removing them from the axle, the use of heating with induction coils is required and then they are to be deposited in a non-invasive way on the axle surface, in case of removing the wheel off the axle,

it is required to use the oil pumped from the oil hole, which is drilled on the wheel hub; hole dimensions are given in the UIC 805-70 card [9].

Fig. 5 shows a fragment of the axle with a Ø120×179 mm stub, depicting the wheel mounting for the axle with a nominal diameter of Ø185 mm and a neighboring shaft with a diameter of Ø146 u6.

Z powyższych wytycznych naprawczych wynika, że badając nośność osi, należy sprawdzić poziom na-prężeń, które są miarą wytężenia materiału, biorąc pod uwagę wymiary nominalne oraz wymiary na-prawcze. Po przekroczeniu dopuszczalnych wymia-rów naprawczych, oś powinna być wykluczona z dalszej eksploatacji. Jednocześnie należy uwzględ-nić, że stosowanie nowoczesnych technologii przy wytwarzaniu i naprawach przyczynia się w znaczący sposób, do zwiększenia nośności osi zestawów ko-łowych. W tym przypadku należy zwrócić uwagę na następu-jące środki technologiczne: wałeczkowanie (rolowanie) osi zestawu koło-

wego, które polega na umocnieniu powierzch-ni, poprzez wprowadzenie ujemnych naprężeń (naprężeń ściskających); umocnienie to pozwa-la na zwiększenie granicy zmęczenia materiału tzn. Zgo z 200 MPa do 240 MPa; umocnienie powierzchni polega na wprowadzeniu naprę-żeń ściskających do warstwy wierzchniej mate-riału; umocnienie to jak wynika z instrukcji OW-1166/1 [21] osiąga głębokość 2÷8 mm, co pozwala na zmniejszenie szczytowych naprę-żeń obciążających oś, które mają największą wartość na jej powierzchni; innym problemem jest relaksacja (zanik) tych naprężeń wraz z upływem czasu; udanym rozwiązaniem alter-natywnym wydaje się być rozwiązanie cze-skiego producenta Bonatrans a.s. w Bohumi-nie, polegające na hartowaniu indukcyjnemu na całej powierzchni osi zestawu kołowego; w przypadku nasadzania łożysk na czop osi

oraz ich zdejmowania z czopa osi należy obli-gatoryjnie korzystać z podgrzewania za pomo-cą cewek indukcyjnych, a następnie ich osa-dzanie w sposób bezinwazyjny na powierzchni osi, w przypadku stłaczania koła z osi, obligatoryj-

nie korzystać z oleju tłoczonego z otworka ole-jowego, który jest wywiercony na piaście koła; wymiary otworu są podane w karcie UIC 805-70 [9].

Na rys.5 przedstawiono fragment osi z czopem Ø120×179 mm, przedstawiający osadzenie dla koła osi o średnicy nominalnej Ø185 mm oraz sąsiadujące z nimi przedpiaście o średnicy Ø146 u6.

Rys. 5. Osadzenie osi (podpiaście) o średnicy φ185 mm oraz przedpiaście osi o średnicy Ø146u9

Fig.5. Assembly of the axle with a diameter of φ185 mm and the front axle part with a diameter of Ø146u9

Transition radii that are mentioned in the provisions of PN-EN 13103-1:2017 (E) [13] are very important. If transition radii of other values were used, this should be preceded by fatigue tests on a certified test bench using samples in a 1:1 scale. As shown in Figure 5: the transition radius from wheel seat on the axle

to the central part of the axle is R=75 mm, in ax-les with a stub of Ø130×217 mm and Ø130×191 mm this transition is made using two different radii R=75 mm and R=15 mm, the transition radius from the wheel seat to the

axle edge is R=20 mm, on the axle wheel seat there is a 10 mm long

section with a slope of 2 mm (outer diameter

Bardzo istotne w tym przypadku są promienie przej-ściowe, które są wymienione w przepisach PN-EN 13103-1:2017 (E) [13]. W przypadku gdyby zasto-sowano promienie przejściowe o innych wymiarach, to należałoby to poprzedzić badaniami zmęczenio-wymi na certyfikowanym stanowisku badawczym na próbkach w skali 1:1. Jak widać z rys.5:

promień przejściowy z osadzenia koła na osi do części środkowej osi wynosi R=75 mm, w osiach z czopem Ø130×217 mm oraz

30


Ø183 mm and inner diameter of Ø185 mm). This data will be used in the calculation of axle load capacity of the wheelset with a diameter of Ø120×179 mm, which will be included in the next publication. Fig. 6 presents the stub of the above axle wheelset. This fragment has a transition radius of R=40 mm, between the stub with a diameter of Ø120p6 and the axle before the wheel seat at Ø146u6. On the left side of the face, the axle has three threaded M20 holes to connect the stop ring.

Ø130×191 mm przejście to wykonane jest za pomocą dwóch promieni R=75 mm oraz R=15 mm, promień przejściowy z osadzenia koła na

przedpiaście wynosi R=20 mm, na osadzeniu koła na oś ( podpiaściu)

znajduje się odcinek o długości 10 mm o pochyleniu 2 mm (średnica od strony zewnętrznej Ø183 mm oraz średnica od strony wewnętrznej Ø185 mm).

Ww. dane będą użyte w obliczeniach nośności osi zestawu kołowego Ø120×179 mm, które będą zamieszczone w następnej publikacji. Na rys.6 jest przedstawiony czop ww. osi zestawu kołowego. Fragment ten posiada promień przejściowy R=40 mm, pomiędzy czopem o średnicy Ø120p6 oraz przedpiaściem o średnicy Ø146u6. Z lewej strony od czoła oś posiada trzy otwory gwintowane otwory M20, celem połączenia pierścienia dociskowego.

Rys. 6. Czop osi o wymiarach Ø120×179 mm Fig.6. Stub of the axle with a diameter of Ø120×179 mm

4. CONLUSIONS 1. The performed analysis indicates, that the fac-

tors determining the axle durability arise from its design and manufacturing technology, in particular its accuracy and repeatability, as well as from reliable and versatile repairs. Properly repaired wheelset axle can be con-sidered to be guaranteed to be eligible for fur-ther operation. Attention is drawn to correctly selected criteria for these repairs to detect sur-face and internal defects. It is recommended that during repairs, the facility or repair shop should have up-to-date construction documen-tation for axles, wheels or wheelsets. Repairs should be carried out based on properly pre-pared instructions, where appropriate proce-dures are given.

2. The study presents guidelines in the form of cross-section dimensions, lengths of individ-ual axle sections, transition radii for load ca-pacity calculations of the material for individ-ual cross-sections of the axles that will be car-ried out and provided in the next publication.

3. Since the axle construction is a standardized design, developed as a part of the ORE/ERRI/UIC, it is unlikely that it would be possible to increase the durability of freight

4. WNIOSKI 1. Jak widać z przeprowadzonej analizy czyn-

niki kształtujące trwałość osi wynikają z jej konstrukcji, technologii wytwarzania, a zwłaszcza jej dokładności i powtarzalności oraz miarodajnych i wszechstronnych na-praw. Prawidłowo przeprowadzaną naprawę osi zestawu kołowego można porównać do gwarantowanej przepustki do dalszej eksplo-atacji. Zwraca się uwagę na fakt prawidłowo dobranych kryteriów tych napraw, w celu wykrycia wad powierzchniowych oraz we-wnętrznych. Zaleca się, aby przy wykony-waniu napraw, zakład czy warsztat napraw-czy posiadał aktualną dokumentację kon-strukcyjną osi, kół lub zestawów kołowych. Naprawy powinny być przeprowadzane w oparciu o odpowiednio opracowane instruk-cje, gdzie są podane odpowiednie procedury.

2. W opracowaniu przedstawiono wytyczne w postaci wielkości przekrojów, długości po-szczególnych stref osi, promieni przejścio-wych do obliczeń nośności (wytężenia) ma-teriału dla poszczególnych przekrojów osi, które będą przeprowadzone i podane w na-stępnej publikacji.

3. Ponieważ konstrukcja osi jest konstrukcją standardową, opracowaną w ramach prac ORE/ERRI/UIC, jest mało prawdopodobne, aby można było zwiększyć trwałość osi wa-gonów towarowych, już wdrożonych do eks-ploatacji poprzez zwiększenie wymiarów odpowiednich średnic, gdyż muszą one speł-niać zasadę zamienności, która jest wymaga-na dla wagonów towarowych. W związku z powyższym konieczne jest wdrażanie reżimu naprawczego, który w prawidłowy sposób kwalifikuje osi do dalszej eksploatacji. Jeśli

31


wagon axles that have already been put into service by increasing the dimensions of the appropriate diameters, as they must comply with the interchangeability principle that is required for freight wagons. Hence, it is necessary to implement a repair regime that correctly qualifies axles for further use. If the inter-repair periods are extended, then the matter of precise repairs becomes particularly important.

okresy między-naprawcze ulegają wydłuże-niu, to wówczas sprawa precyzyjnych na-praw nabiera szczególnego znaczenia.

5. Bibliography / Bibliografia

[1] Sobaś M.: Wpływ omaźnicowanych zestawów kołowych na bezpieczeństwo eksploatacyjne. Pojazdy Szyno-we nr 4/2016.

[2] Sobaś M.: Diagnostyka osi zestawów kołowych układów biegowych pojazdów trakcyjnych i tocznych. Po-jazdy Szynowe nr 4/2010

[3] Sobaś M.: Kryteria obiektywnej oceny prognozowanej oceny stanów osi zestawów kołowych pojazdów trakcyjnych. Pojazdy Szynowe nr 1/2011

[4] Stasiak L.:Doświadczenia determinacja charakterystyk wytrzymałości zmęczeniowej osi zestawów koło-wych pojazdów szynowych. Poznań 1986.

[5] Tauscher H.:Dauerfestigkeit von Stahl und Gusseisen. 4.neubearbeitete Auflage (VEB Fachbuchverlag Lepzig. 1982. (pol. „Wytrzymałość zmęczeniowa dla stali i żeliw. 4. przerobione wydanie (Wydawnictwo Książek Fachowych Lipsk 1982).

[6] Karta UIC 510-1. Wagony towarowe. Układ biegowy. Normalizacja. 9-te wydanie. 1.01.1978. 14 zmian od 1.01.80 do 1.01.97.

[7] Karta UIC 510-2. Pojazdy doczepne. Warunki dla stosowania kół o różnych średnicach w układach biego-wych różnego typu. 4-te wydanie ze zmianami od października 2002 do kwietnia 2004.

[8] Karta UIC 515-3. Pojazdy szynowe. Wózki – układy biegowe. Metodyka obliczeń osi zestawów kołowych.1-sze wydanie z 1.07.1994. Karta wycofana 1.08.2006.

[9] Karta UIC 805-70. Otwór gwintowany kanałów dla hydraulicznego ściągania i poluźniania połączeń zaci-skowych. 2-gie wydanie z 1.07.1986

[10] Karta UIC 811-1. Warunki techniczne na dostawę osi zestawów kołowych dla pojazdów trakcyjnych i wa-gonów. Karta wycofana 1.08.2006.

[11] Raport ORE/ERRI B12 Rp.11/D Frage B136. Radsätze mit aufgesattelten Achslagern: Konstruktion, Un-terhaltung, Standardisierung. Bericht Nr.11. Berechnung von Radsatzwellen für Güterwagen und Reise-zugwagen. Utrecht, April.1979 (j. polski: „Zestawy kołowe z nasadzanymi maźnicami: Konstrukcja, Utrzymanie, Standaryzacja. Raport 11. Obliczenie osi zestawów kołowych wagonów towarowych i wago-nów osobowych.” Utrecht, kwiecień 1979.)

[12] PN-EN 13103+A2:2012. Kolejnictwo. Zestawy kołowe i wózki. Osie zestawów kołowych tocznych. Za-sady konstrukcji.

[13] PN-EN 13103-1:2017 (E). Kolejnictwo. Zestawy kołowe i wózki-Część 1: Zasady konstrukcji dla osi z czo-pami zewnętrznymi

[14] PN-EN 13104+A2:2013. Kolejnictwo. Zestawy kołowe i wózki. Osie zestawów kołowych napędnych. Zasa-dy konstrukcji.

[15] PN-EN 13261+A1:2011. Kolejnictwo. Zestawy kołowe i wózki. Osie. Wymagania dotyczące wyrobu. [16] PN-EN 14363:2016 E. Kolejnictwo. Badania i symulacje modelowe własności dynamicznych pojazdów

szynowych przed dopuszczeniem do ruchu. Badania właściwości biegowych i próby stacjonarne. [17] PN-EN 15313:2016. Kolejnictwo. Wymagania eksploatacyjne dotyczące obsługi zestawów kołowych.

Utrzymanie zestawów kołowych pojazdów w eksploatacji i wyłączenie z eksploatacji. [18] EN ISO 643:2003. Steels. Micrographic determination of the apparent grain size. [19] PN-64/H-84027. Stal dla kolejnictwa. Gatunki. [20] PN-84/H-84027/03. Stal dla kolejnictwa. Osie zestawów kołowych dla pojazdów szynowych. Gatunki. [21] OW-1166/1. Tymczasowe warunki techniczne na rolowanie osi zestawów kołowych dla pojazdów trakcyj-

nych oraz wagonów osobowych i towarowych. Dokument przechowywany w archiwum „IPS TABOR

32


Brake performance assessment of traction vehicles – Research and exploitation aspects

Ocena skuteczności hamulca zespołów trakcyjnych – Zagadnienia badawcze i eksploatacyjne

Transport of passengers is carried out essentially using two types of vehicles: classic trains composed of a locomotive pulling passenger wagons or traction units (or multiple units). Both new and modernized rail vehicles must be subjected to, among others, brake system tests when being placed into service. The purpose of such tests is to check the correct operation of the brake system and to determine the actual brake performance. The method of determining the passenger wagon brake performance differs from the similar method for the train set, although the braking performance of both types of vehicles is eventually presented in the form of two parameters: the value of brake mass B expressed in tons and the percentage of braked mass λ, i.e. the ratio of braked mass to vehicle total mass, expressed as a percentage. The values of B and λ determined from the tests describing the brake performance serve to assess the brake performance of the train in operation, while railway traffic safety relies significantly on the correct understanding of their nature and their use. Unfortunately, it was observed that individual carriers interpret these values in different ways and describe them in various ways on vehicles that are ultimately operated on the same infrastructure. The article presents a proposal of a new, original, unified and transparent method of describing brake performance for electric multiple units, as well as its interpretation and application in railway operations, developed in the Brakes Workshop of the Railway Institute.

Przewozy pasażerskie realizowane są z wykorzystaniem zasadniczo dwóch rodzajów po-jazdów: klasycznych pociągów złożonych z lokomotywy i ciągniętych przez nią wagonów pasażerskich lub zespołów trakcyjnych (ewentualnie pociągów zespołowych). Zarówno nowe jak i modernizowane pojazdy szynowe w trakcie procesu dopuszczenia do eksploatacji muszą zostać poddane m.in. badaniom układu hamulcowego. Celem takich badań jest sprawdzenie poprawności działania tego układu oraz wyznaczenie rzeczywistej skuteczności hamulca. Metoda wyznaczenia skuteczności hamulca wagonu pasażerskiego różni się od analogicz-nej metody dla zespołu trakcyjnego, mimo iż ostatecznie skuteczność hamulca obu rodza-jów pojazdów przedstawiana jest w postaci dwóch parametrów: wyrażanej w tonach war-tości masy hamującej B i procentu masy hamującej λ, czyli stosunku masy hamującej do masy pojazdu, wyrażonego w procentach. Wyznaczone w rezultacie badań wartości B i λ opisujące skuteczność hamulca służą w trakcie eksploatacji pojazdów ocenie skuteczności hamulca pociągu, a właściwe zrozu-mienie ich istoty i prawidłowy sposób posługiwania się nimi mają decydujące znaczenie dla bezpieczeństwa ruchu kolejowego. Niestety zaobserwowano, że poszczególni przewoź-nicy na różny sposób interpretują te wartości i w różny sposób opisują je na pojazdach, które ostatecznie eksploatowane są na tej samej infrastrukturW artykule przedstawiono opracowaną w Pracowni Hamulców Instytutu Kolejnictwa propozycję nowego, oryginal-nego, ujednoliconego i przejrzystego sposobu opisywania skuteczności hamulca na elek-trycznych zespołach trakcyjnych oraz jej interpretacji i stosowania w praktyce kolejowej.

dr inż. Paweł Urbańczyk mgr inż. Krzysztof Plewniak Instytut Kolejnictwa

33


1. WSTEP Jedną ze specyficznych cech kolei jest możliwość

konfigurowania pociągów z różnych pojazdów kole-jowych, niejednokrotnie w sposób istotny różniących się od siebie zarówno co do przeznaczenia jak i kon-strukcji.

Bez względu jednak na to z jakich pojazdów skon-figurowany został skład pociągu (mogą to być wago-ny towarowe, pasażerskie, lokomotywy w stanie nie-czynnym, maszyny specjalnego przeznaczenia i wiele innych) i jaka jest ich liczba absolutnie niezbędna jest konieczność oszacowania skuteczności hamulca po-ciągu. Metoda obliczania skuteczności hamulca po-ciągu musi być jednoznaczna i musi umożliwiać szybkie podjęcie decyzji co do możliwości wjazdu pociągu na szlak kolejowy (wyprawienia pociągu) po sprawdzeniu spełnienia przez jego hamulec wymagań dotyczących skuteczności.

2. PARAMETRY OPISUJĄCE SKUTECZ-NOŚĆ HAMULCA

Najważniejszymi z wielkości, które mogą służyć do oceny skuteczności hamulca pojazdu kolejowego są:

– droga hamowania s [m], – opóźnienie a [m/s2], – masa hamująca B [t], – procent masy hamującej λ [-].

Droga hamowania jest wielkością, która pozwala w sposób precyzyjny i zrozumiały, nawet dla osób nie związanych na co dzień z prowadzeniem ruchu kole-jowego, ocenić skuteczność hamulca. Z oczywistych względów nie jest możliwe jednak jednoznaczne opi-sanie skuteczności hamulca pojazdu za pomocą tego parametru, ponieważ droga hamowania zależy od prędkości początkowej przy jakiej wdrożono hamo-wanie. Z tego też powodu wielkość ta jest całkowicie nieprzydatna do oceny skuteczności hamulca pociągu.

Opóźnienie jest wielkością trudniejszą w interpre-tacji od drogi hamowania, niemniej niewątpliwą jego zaletą jest to, że może już być jednoznacznie przypi-sane do konkretnego pojazdu i w pewnym zakresie nie zależy od prędkości początkowej. Praktyka wyka-zała jednak, że w zastosowaniu do klasycznej organi-zacji przewozów kolejowych parametr ten nie jest możliwy do zastosowania do oceny skuteczności ha-mulca pociągu.

Przyjętymi do praktycznego zastosowania w wa-runkach kolejowych parametrami opisującymi sku-teczność hamulca są masa hamująca B i procent masy hamującej λ. Są one niemierzalnymi wielkościami, a do ich obliczeń stosowane są wzory empiryczne opra-cowane na podstawie obszernych i wieloletnich ba-dań.

3. PRAKTYCZNE ZASTOSOWANIE Stosowana w praktyce metoda obliczania skutecz-

ności hamulca pociągu na podstawie znajomości sku-

1. INTRODUCTION One of the specific features of the railway is the

ability to compose trainsets from various railway ve-hicles, often significantly different from one another, both as to their destination and construction.

Regardless of which vehicles the trainset has been set up (they can be freight wagons, passenger cars, inactive locomotives, special purpose vehicles and many others) and what is absolutely necessary is the need to estimate the brake performance of the trainset as a whole. The method of calculating the train brake performance must be unambiguous and must allow making a quick decision to permit the train to enter the railway route (transporting the train) after check-ing that the brake meets the performance require-ments. 2. PARAMETERS DESCRIBING THE BRAKE

PERFORMANCE The most important parameters that can be used to

assess the performance of a railway vehicle brake are: – stopping distance s [m], – deceleration a [m/s2], – braking mass B [t], – braking mass percentage λ [-].

The stopping distance is a parameter that allows for precise and understandable, even for those who are not familiar with rail traffic operations on an eve-ryday basis, to evaluate the brake performance. For obvious reasons, however, it is not possible to explic-itly describe the vehicle brake performance with this single parameter, because the stopping distance de-pends on the initial speed at which the braking was initiated. For this reason, this value is completely un-usable for assessing the brake performance of a train.

The deceleration is a more difficult figure to inter-pret than the stopping distance, but the clear advan-tage of this parameter is that it can already be easily assigned to a specific vehicle and to some extent does not depend on the initial vehicle speed. Practical use has shown, however, that using it in the classical or-ganization of rail transport, this parameter is not ap-plicable to the train brake performance assessment on the larger scale.

The parameters describing the brake performance as accepted for practical use in the rail conditions are the braking mass B and the percentage of braking mass λ. They are immeasurable quantities, and their calculation relies on empirical formulas developed based on extensive and long-term research.

3. PRACTICAL APPLICATIONS The method used for calculating the trainset brake

performance based on the knowledge of the brake performance of the vehicles out of which it has been composed requires the knowledge of the following data for each of the vehicles in the trainset:

34


teczności hamulca pojazdów, z których został skonfi-gurowany, wymaga by osoba oceniająca skuteczność hamulca znała następujące dane każdego z pojazdów w pociągu:

Bi [t] - masa hamująca i-tego pojazdu, mi [t] - tzw. masa brutto i-tego pojazdu (masa całkowita).

Największą zaletą tej metody oceny skuteczności hamulca jest jej prostota i możliwość wykonania obli-czeń nawet bez kalkulatora.

Obliczenia i ocena skuteczności hamulca pociągu odbywają się w oparciu o metodykę opisaną w karcie UIC 544-1 [1], z wykorzystaniem wzorów (1), (2), (3) w następujących etapach:

I. Odczytanie wartości mas hamujących po-szczególnych pojazdów wchodzących w skład pociągu i obliczenie wartości masy ha-mującej całego pociągu:

gdzie: Bpoc [t] - masa hamująca pociągu i [-] - numer pojazdu w pociągu n [-] - liczba pojazdów w pociągu.

(1)

II. Odczytanie wartości mas całkowitych po-szczególnych pojazdów wchodzących w skład pociągu i obliczenie wartości masy całkowitej całego pociągu:

(2) gdzie:

mpoc [t] - masa całkowita pociągu.

III. Obliczenie procentu masy hamującej pocią-gu:

(3) gdzie: λpoc [t] - procent masy hamującej pociągu.

Obliczona w oparciu o wzór (3) wartość procentu masy hamującej pociągu służy osobie odpowiedzial-nej (najczęściej jest nią pracownik zarządcy infra-struktury) do sprawdzenia, czy skuteczność hamulca pociągu spełnia wymagania odnoszące się do szlaku kolejowego, na który ma być skierowany pociąg. Wymagania te zawarte są w tzw. tabelach hamowania – są to zawarte w przepisach przewoźnika kolejowego lub zarządcy infrastruktury tabele wymaganych pro-centów masy hamującej w zależności od rozkładowej prędkości jazdy pociągu, miarodajnego pochylenia toru oraz maksymalnej dopuszczalnej drogi hamowa-nia.

Jeżeli procent masy hamującej pociągu jest nie mniejszy niż wymagany, możliwe jest wyprawienie pociągu na szlak z maksymalną dozwoloną prędko-ścią. W przeciwnym wypadku jest to niemożliwe lub wymaga ograniczenia maksymalnej prędkości pocią-gu na tym szlaku.

Bi [t] - braking mass of the i-th vehicle mi [t] - the so-called gross mass of the i-th vehicle (total mass).

The biggest advantage of this method of assessing brake performance is its simplicity and the ability to do calculations even without a calculator.

The brake performance calculations and assess-ment for the trainset are based on the methodology described in the UIC 544-1 [1], using the formulas (1), (2), (3) in the following stages:

I. Reading the values of braking masses of indi-vidual vehicles included in the trainset and calculating the braking mass value of the whole trainset:

where: Bpoc [t] - total trainset braking mass, i [-] - vehicle number in the trainset, n [-] - number of vehicles in the trainset.

II. Reading the value of total masses of individ-ual vehicles included in the trainset and cal-culating the trainset total mass:

where: mpoc [t] - total mass of the trainset.

III. Calculating the trainset braking mass percent-

age:

where: λpoc [t] - train braking mass percentage.

(1)

(2)

(3)

The value of train braking mass percentage calcu-lated using the formula (3) serves the person dele-gated for the task (most often it is an employee of the infrastructure manager) to check whether the brake performance of the train meets the requirements for the railway route through which the train is to travel. These requirements are listed in the so-called braking tables – which describe the required percentage of braking mass depending on the vehicle speed, the measured track inclination, and the maximum permit-ted stopping distance, and are included in the regula-tions of the railway operation director or infrastruc-ture manager.

If the percentage of the train braking mass is not below the required value, it is possible to permit the train to travel with its maximum permitted speed. Otherwise, it is either impossible or requires limiting the maximum speed of the train on a given track sec-tion. 4. DETERMINING THE „B” AND „λ"

PARAMETERS FOR RAIL VEHICLES The values of the braking mass B and the braking

35


4. WYZNACZANIE WARTOŚCI „B” I „λ" POJAZDÓW

Wartości masy hamującej B i procentu masy ha-mującej λ pojazdu kolejowego mogą być obliczone teoretycznie lub wyznaczone na podstawie wyników przeprowadzonych badań pojazdu. Szczegóły doty-czące metodyki obliczeń (dla omawianych w niniej-szym artykule zespołów trakcyjnych) zawarte są w przepisach Międzynarodowego Związku Kolei UIC [1], rozporządzeniu Komisji Europejskiej [2] i Nor-mie Europejskiej [3].

Wyniki obliczeń teoretycznych służą do wstępnej oceny skuteczności hamulca umożliwiającej ostatecz-ny dobór komponentów układu hamulcowego i jego parametrów podlegających regulacji.

Jedyną miarodajną metodą wyznaczenia masy ha-mującej i procentu masy hamującej pojazdu jest prze-prowadzenie badań. Tylko w ten sposób wyznaczone wartości mogą później służyć w praktycznej ocenie skuteczności hamulca pociągu podczas normalnej eksploatacji.

Niniejszy artykuł dotyczy problemów związanych z oceną skuteczności hamulca zespołów trakcyjnych, jednakże warto w skrócie przypomnieć, że badania ruchowe hamulca (czyli badania których celem jest wyznaczenie parametrów opisujących skuteczność hamulca) wykonywane są w następujący sposób:

– dla wagonów towarowych i pasażerskich po-przez hamowanie nagłe badanego pojazdu po odczepieniu go podczas jazdy od pociągu po-miarowego

– dla pojazdów trakcyjnych (w tym lokomotyw i zespołów trakcyjnych) poprzez wykonanie ha-mowania nagłego lub pełnego w identyczny sposób jak podczas normalnej eksploatacji.

Podstawowymi bezpośrednio mierzonymi wielko-ściami służącymi do wyznaczania procentu masy ha-mującej są:

– droga hamowania – początkowa prędkość hamowania. Ponadto niezbędny jest dodatkowo pomiar szeregu

innych wielkości, m.in.: ciśnienia w cylindrach ha-mulcowych, czasu napełniania cylindrów hamulco-wych, średnicy kół.

Szczegółowe omówienie metodyki wyznaczania procentu masy hamującej nie jest celem tego artykułu, jednakże dla uświadomienia zakresu i czasochłonno-ści badań ruchowych hamulca warto wspomnieć, że przykładowo dla najpopularniejszego spośród nowo produkowanych w Polsce elektrycznych zespołów trakcyjnych wyposażonych w hamulec pneumatycz-ny, elektropneumatyczny i elektrodynamiczny i tylko dla nastawienia hamulca „R” badania wykonywane są w trzech stanach obciążenia i dla pięciu prędkości początkowych z zakresu 30 ÷ 160 km/h. W czasie takich badań wykonuje się około 350 prób hamowa-nia, a czas potrzebny na wykonanie tych prób to 15 ÷

mass percentage λ of the train may be calculated theoretically or determined based on the results of tests carried out on the vehicle. Details of the calculation methodology (for the rail vehicles discussed in this article) are described in the provisions of the International UIC Railway Union [1], the European Commission Regulation [2] and the European Standard [3].

The results of theoretical calculations are used for the initial assessment of brake performance enabling the final selection of brake system components and its parameters to be regulated.

The only reliable method of determining the vehicle braking mass and the braking mass percentage is to carry out these tests. Only in this way can the determined values be later used in the practical assessment of the braking performance of the train during normal operation.

This article discusses problems related to the braking performance assessment of traction units, however it is worth recalling briefly that the motion brake tests (i.e. tests whose aim is to determine the parameters describing brake performance) are performed as follows:

– for freight and passenger wagons by means of sudden braking of the tested vehicle after detaching it while driving away from the measuring train

– for traction vehicles (including locomotives and traction units) by means of sudden or full braking in the same way as during normal operation.

The basic directly measured quantities used to determine the braking mass percentage are:

– stopping distance – initial braking vehicle speed. Moreover, it is necessary to additionally measure a

number of other quantities, including: pressure in brake cylinders, brake cylinders filling time, wheel diameter.

The purpose of this article is not a detailed discussion of the methodology of determining the braking mass percentage, however, to realize the scope and time demand of brake motion tests, it is worth mentioning that for example the most popular electric traction units in Poland equipped with pneumatic, electro-pneumatic and electrodynamic brakes and only for the brake setting "R" tests are performed in three engine load states and for five initial vehicle braking speeds in the range of 30 ÷ 160 km/h. During such tests, approximately 350 braking tests are carried out, and the time required to perform these tests is 15 ÷ 20 working days.

As a result of the research the following values are obtained:

36


20 dni roboczych. Efektem badań jest uzyskanie wartości: – B i λ dla wszystkich trybów i rodzajów hamo-

wania – wartości te wprowadzane są do doku-mentacji technicznej pojazdu

– maksymalnej wartości masy hamującej (max B) jaką może zapewnić hamulec pojazdu – war-tość ta w formie znormalizowanego opisu umieszczana jest na pojeździe

– minimalnej gwarantowanej dla badanego po-jazdu wartości λ - wartość ta służy na etapie badań do oceny spełnienia wymagań stawia-nych układowi hamulcowemu.

5. SPOSOBY OPISU SKUTECZNOŚCI HA-

MULCA NA POJAZDACH Rozmiary, kolor i miejsce umieszczenia na pojeź-

dzie opisów dotyczących systemu hamulcowego, w tym również wartości dotyczących skuteczności ha-mulca pojazdów szynowych, są znormalizowane, a szczegóły zawarto m.in. w dokumentach [4] ÷ [6].

Przepisy te w odniesieniu do wagonów towaro-wych, pasażerskich i lokomotyw są bardzo precyzyj-ne, a dla opisów hamulca zespołów trakcyjnych za-wierają niestety tylko ogólne wytyczne.

Skutkiem takiego stanu rzeczy jest pozostawienie właścicielom zespołów trakcyjnych pewnej „swobody działania” w zakresie oznakowania pojazdów. Obec-nie można spotkać różne metody opisu skuteczności hamulca. Kilka przykładów przedstawiono na poniż-szych rysunkach:

– B and λ for all modes and types of braking – these values are entered into the vehicle techni-cal documentation

– maximum braking mass value (max B) that can be provided by the vehicle brake – this value is placed on the vehicle in the form of a standard-ized description

– the minimum guaranteed λ value for the tested vehicle – this value is used at the testing stage to assess whether the requirements imposed on the brake system are met.

5. METHODS OF DESCRIBING BRAKE EF-FICIENCY IN VEHICLES

The size, color and location of the braking system descriptions on the vehicle, including the values re-lated to the brake performance of rail vehicles, are standardized, and have been detailed in documents [4] ÷ [6].

These provisions for freight wagons, passenger wagons and locomotives are very precise. Unfortu-nately, for descriptions of the traction unit brake, only general guidelines are provided.

As a result of this situation the owners of traction units have been left with a certain degree of "creative freedom" with regards to vehicle labeling. Currently, many different methods of describing the brake per-formance can be found. A few examples are shown in the following figures:

Fig. 1. Description of brake performance on a classic, not upgraded EN57

Fig. 2. Description of brake performance on a modernized EN57 model

Fig. 3. Description of brake performance on an ezt type 31WE

Rys. 1. Opis skuteczności hamulca na przykładzie klasycznego, nie modernizowanego ezt EN57 Rys. 2. Opis skuteczności hamulca na przykładzie

zmodernizowanego ezt EN57

Rys. 3. Opis skuteczności hamulca na przykładzie ezt typu 31WE

6. WADY TRADYCYJNYCH METOD OCENY SKUTECZNOŚCI HAMULCA

Jak wspomniano wyżej przed bezpiecznym wy-prawieniem pociągu na szlak należy określić jego procent masy hamującej (tzw. „rzeczywisty procent masy hamującej”) i porównać go z procentem masy hamującej wymaganym dla szlaku, na który wypra-wiany jest pociąg.

Zgodnie z obecnie przyjętą praktyką skuteczność hamulca zespołu trakcyjnego oceniana jest za pomocą umieszczonych na pojeździe opisów zawierających wartości mas hamujących.

A. Dla klasycznych i części modernizowanych ezt EN57 przyjęto zgodnie z wieloletnią praktyką opis w postaci tabeli zawierającej wartości mas hamujących dla pojazdu w stanie „próżnym” i

6. DISADVANTAGES OF TRADITIONAL ME-THODS OF ASSESSING THE BRAKE PER-FORMANCE

As mentioned above, before safely transporting a train through a railway section, its braking mass percentage (the so-called "real percentage of brak-ing mass") should be determined and compared with the percentage of braking mass required for the given

37


„ładownym” oddzielnie dla hamulca pneuma-tycznego UIC oraz elektropneumatycznego (rys. 1 oraz rys. 2). Obliczenia skuteczności hamulca ezt, wyrażo-nej za pomocą procentu masy hamującej, od-bywają się zgodnie z algorytmem przedstawio-nym na rys. 4. Wadami tej metody oceny skuteczności ha-mulca są:

– możliwość precyzyjnego i zgodnego ze stanem rzeczywistym obliczenia procen-tu masy hamujące tylko dla próżnego ezt

– konieczność stosowania zastępczych me-tod obliczeń skuteczności dla częściowo i maksymalnie obciążonego ezt, przy czym uzyskiwany wynik tylko przybli-żony

– wprowadzająca w błąd forma opisu sku-teczności hamulca (sugerująca tylko 2-stopniowe dostosowanie skuteczności hamulca do obciążenia ezt podczas gdy dostosowanie jest bezstopniowe).

A. Dla współcześnie produkowanych pojazdów i niektórych modernizowanych (m.in. ezt typu 31WE i część modernizowanych ezt EN57) przyjęto zasadę umieszczania na pojeździe tyl-ko wartości maksymalnej masy hamującej (rys. 3). Obliczenia procentu masy hamującej (a więc skuteczności hamulca ezt) odbywają się w tym przypadku zgodnie z algorytmem przedstawio-nym na rys. 5.

Wadami takiej metody oceny skuteczności hamulca są: – możliwość precyzyjnego i zgodnego ze

stanem rzeczywistym obliczenia procen-tu masy hamujące tylko dla próżnego ezt

– możliwość precyzyjnego obliczenia pro-centu masy hamującej w stanie maksy-malnie obciążonym, przy pozostawieniu wątpliwości co do rzeczywistego obcią-żenia pojazdu i rzeczywistej skuteczno-ści hamulca

– konieczność stosowania zastępczych me-tod obliczeń skuteczności dla częściowo obciążonego ezt, (uzyskiwany wynik jest tylko przybliżony)

– brak możliwości zastosowania dla na-stawienia hamulca „R+Mg”.

route on which the train is to travel. In accordance with the current practice, the trainset

brake performance is assessed using descriptions con-taining the values of braking masses placed on the vehicles it is made up of.

A. For the classic and parts of the modernized ezt EN57, information was described in the form of a table containing the values of braking masses for the vehicle in "empty" and "loaded" state separately for the UIC pneumatic and electro-pneumatic brake (Fig. 1 and Fig. 2). Calculation of the ezt brake performance, ex-pressed in braking mass percentage, takes place in accordance with the algorithm shown in Fig-ure 4. The disadvantages of this method for assessing brake performance are: – the possibility of precise and real-world brak-

ing mass percentage calculations only for an empty ezt

– the need to use substitute methods of calculat-ing the brake performance for partially and the heavily loaded ezt, with the result being only approximate

– a misleading form of brake performance de-scription (suggesting only a 2-step adjust-ment of brake performance to ezt load level while the adaptation is in reality infinitely variable).

B. For vehicles produced today as well as some of the modernized vehicles (including 31WE type and some of the upgraded EN57), a principle was adopted where only the maximum braking mass value would be placed on the vehicle (Fig-ure 3). Braking mass percentage calculation (and thus the ezt brake performance) takes place in this case in accordance with the algorithm described in Figure 5. The disadvantages of this method for assessing brake performance are:

– the possibility of precise and real-world braking mass percentage calculations ONLY for an empty ezt

– the ability to precisely calculate the braking mass percentage when fully loaded, leaving uncertainty regarding the actual vehicle load state and the actual brake performance

– the need to use substitute methods of calculating the brake performance for partially loaded ezt, with the result being only approximate,

– it is not possible to use the „R+Mg” brake setting.

7. NOWA METODA OCENY SKUTECZNO-ŚCI HAMULCA – PROPOZYCJA IK

Analiza dotychczas stosowanych metod obliczania i oceny skuteczności hamulca zespołów trakcyjnych oraz związanych z nimi sposobów opisywania skutec-zności hamulca na pojazdach wykazała szereg wad

38


Odczytanie wartości mas hamujących wszystkich wagonów ezt

Odczytanie wartości mas brutto (całkowitych) wszystkich wagonów ezt

Obliczenie procentu masy hamującej ezt

Obliczenie masy hamującej ezt

Obliczenie masy brutto (całkowitej) ezt

Porównanie procentu masy hamującej ezt z wymaganiami dla szlaku kolejowego

DECYZJA o możliwości i warunkach wyprawienia ezt na szlak

Reading the braking mass values of all rail cars

Reading the gross (total) weight of all ezt rail cars

Calculating the ezt braking mass percentage

Calculating the ezt braking mass

Calculating the gross mass (total) of the ezt

Comparing the ezt braking mass percentage with the given railway requirements

DECISION regarding the permission and conditions of the ezt to travel through the route

Reading the maximum ezt braking mass value

Checking the active brake setting

Calculating the gross mass (total) of the ezt

Calculating the theoretical braking mass of the ezt

Comparison of theoretical and maximum braking mass where the smaller value is used

Comparing the ezt braking mass percentage with the route requirements

DECISION regarding the permission and conditions of the ezt to travel through the route

Calculating the ezt braking mass percentage

Fig. 4. Calculation algorithm and brake performance evaluation of the trainset to describe braking masses in

the form of a table.

Fig. 5. Calculation algorithm and evaluation of the traction unit brake performance to describe it in the form of the maximum braking mass

value.

Rys. 4. Algorytm obliczeń i oceny skuteczności hamulca zespołu trakcyjnego dla opisu mas hamujących w postaci tabeli.

Rys. 5. Algorytm obliczeń i oceny skuteczności hamulca zespołu trakcyjnego dla opisu w postaci wartości maksymalnej masy hamującej.

tych metod. Niepokojącym jest fakt, że żadna z obec-nie stosowanych metod nie pozwala precyzyjnie obli-czyć skuteczności hamulca ezt w stanie częściowo obciążonym, czyli w takim w jakim pojazdy te naj-częściej są eksploatowane.

W związku z powyższym w Instytucie Kolejnic-twa (w dalszej części artykułu w skrócie „IK”) w Pracowni Hamulców w Krakowie opracowano nową, oryginalną koncepcję opisu i obliczeń skuteczności hamulca zespołów trakcyjnych.

Celami opracowania nowej koncepcji były: – ujednolicenie sposobu opisu skuteczności

hamulca na zespołach trakcyjnych – uproszczenie procedury oceny skuteczności

hamulca – możliwość zastosowania do każdego stanu

obciążenia zespołu trakcyjnego bez koniecz-ności używania metod zastępczych.

Istotą i nowością opracowanej w IK metody jest zmiana dotychczasowego sposobu opisu skuteczności hamulca na zespołach trakcyjnych - opis ten powinien zawierać:

– wartość maksymalnej masy hamującej zespo-łu trakcyjnego (wyrażoną w tonach) – zgod-nie z obecnie już stosowanym sposobem opi-sanym w pkt. 6, lit. B i przedstawionym na rys. 3

– wartość minimalnego gwarantowanego procentu masy hamującej zespołu trakcyj-nego (wyrażoną w procentach i zamieszczoną w nawiasie) – co jest nowością proponowanej metody.

7. A NEW METHOD FOR THE AS-SESSMENT OF BRAKE PERFORM-ANCE – A PROPOSAL BY THE RAIL INSTITUTE

Analysis of the methods used to calculate and evaluate the brake performance of the traction unit and related methods of describing the brake perform-ance in vehicles has revealed a number of disadvan-tages in these methods. It is concerning that none of the currently used methods allow to precisely calcu-late the ezt brake performance for partially loaded ve-hicles, i.e. in which the vehicles are most often used.

Due to the issues discussed above, a new and original concept of description and calculations of the effectiveness of the brake of traction units was devel-oped at the Brake Workshop of the Railway Institute (later in the article abbreviated as "IK") in Krakow.

The goals of developing a new concept were: – unification of the method used to describe

brake performance of traction units – simplifying the brake performance assessment

procedure – obtaining a method that can be used for each

trainset load state without needing to rely on replacement methods.

The essence and novelty of the method developed by IK is changing the existing method of brake per-formance assessment for traction units - this descrip-tion should include:

– value of maximum trainset braking mass (ex-pressed in tons) – in accordance with the cur-rently used method described in point 6, lit. B and shown in Fig. 3

– the minimum guaranteed braking mass per-centage value for the trainset (expressed as a

39


Opis skuteczności hamulca zespołu trakcyjnego zgodny z opisanymi wyżej wytycznymi nowej meto-dy IK powinien odpowiadać przykładowi propono-wanemu przez IK Kraków opisu skuteczności hamul-ca w postaci wartości maksymalnej masy hamującej i dodatkowo minimalnego gwarantowanego procentu masy hamującej (wartość opisana czerwoną czcionką i umieszczona w nawiasie), przedstawionemu na rys. 6.

percentage and in brackets) - which is the novelty of the proposed method.

In accordance with the guidelines of the new IK method described above, the description of the trainset brake performance should correspond to the example shown in Figure 6.

Fig. 6. An example of the braking performance description pro-posed by IK Kraków in the form of maximum braking mass and additionally the minimum guaranteed braking mass percentage

(value in red font and placed in brackets).

Rys. 6. Przykład proponowanego przez IK Kraków opisu skutecz-ności hamulca

Na rys. 7 przedstawiono algorytm oceny skutecz-ności hamulca zespołu trakcyjnego wg nowej metody opracowanej w IK.

Reading the minimum guaranteed braking mass percentage value for the ezt

Comparison of the ezt braking mass percentage with the requirements

DECISION regarding the permission and conditions of allowing the

ezt travel a given route

Fig. 7. Algorithm to evaluate the brake performance of the trac-tion unit according to the new method based on the concept by

IK.

Fig. 7 presents the algorithm for brake perform-ance assessment of the traction unit according to the new method developed by IK.

Rys. 7. Algorytm oceny skuteczności hamulca zespołu trakcyjne-go wg nowej koncepcji IK

W tabelach 1 ÷ 3 porównano możliwości oceny sku-teczności hamulca zespołów trakcyjnych dla obydwu stosowanych obecnie metod i dla nowej metody pro-ponowanej przez IK.

Tables 1 ÷ 3 compare the possibilities of assessing the brake performance of traction units for both currently used methods and for the new method proposed by IK.

Stan obciążenia:

próżny częściowo obciążony

maksymalnie obciążony Uwagi

m 126,5 t brak danych brak danych

B 124,0 t brak danych 130,0 t

wartości odczytane z opisów na pojeździe

λ 98 % obliczenie nie-możliwe

obliczenie nie-możliwe

wartość obliczona na podstawie odczytanych m i B

Load state:

empty partially loaded fully loaded Comments

m 126.5 t no data no data

B 124.0 t no data 130.0 t values found inscribed on the vehicle

λ 98 % impossible to calculate

impossible to calculate

value calculated based on the read values of m and B

Note: calculation of the actual brake performance is possible only for an empty vehicle, in other load states it is necessary to use sub-stitute methods (approximate).

Uwagi: obliczenie rzeczywistej skuteczności hamulca możliwe tylko dla pojazdu próżnego, w innych stanach obciążenia konieczne jest stosowanie metod zastępczych (przybliżonych).

Table 1. Data and results summary showing the possibility of assessing a traction unit brake performance and describing

braking mass on the vehicle in the form of a table.

Tabela 1. Zestawienie danych i wyników obrazujące możliwość oceny skuteczności hamulca zespołu trakcyjnego dla

opisu mas hamujących na pojeździe w postaci tabeli

40


Table 2. Data and results summary showing the brake performance assessment possibility of the traction unit to describe the vehicle braking mass as a maximum value.

Load state:


m 136.0 t no data 172.0 t values found inscribed on the vehicle

B 204.0 t no data 258.0 t

λ 150 % impossible to calculate 150 %

value calculated based on the read values of m and the brake settings

Load state:


m

B values not necessary these values are not used to assess the brake

performance in the new method proposed by IK

λ 162 % values found inscribed on the vehicle

Table 3. Data and results summary showing the brake performance assessment possibility of the traction unit to describe the vehicle’s parameters according to the new method proposed by IK.

Tabela 2. Zestawienie danych i wyników obrazujące możliwość oceny skuteczności hamulca zespołu trakcyjnego dla opisu mas hamujących na pojeździe w postaci wartości maksymalnej

Stan obciążenia:



m 136,0 t brak danych 172,0 t wartość odczytana z opisu na pojeździe

B 204,0 t brak danych 258,0 t

λ 150 % obliczenie nie-możliwe 150 %

wartości obliczone na podstawie odczytanej m i nastawienia hamulca

Uwagi: obliczenie rzeczywistej skuteczności hamulca możliwe tylko dla pojazdu próżnego i maksymalnie obciążonego, dla pojazdu częściowo obciążonego konieczne jest stosowanie metod zastępczych (przybliżonych).

Note: calculation of the actual brake performance is possible only for an empty vehicle or when fully loaded, in partial load states it is necessary to use substitute methods (approximate).

Note: no need to calculate, the value λ marked on the vehicle corresponds to the minimum guaranteed brake perform-ance for EVERY load condition.

Tabela 3. Zestawienie danych i wyników obrazujące możliwość oceny skuteczności hamulca zespołu trakcyjnego dla opisu na pojeździe wg nowej metody proponowanej przez IK.

Stan obciążenia:



m

B wartości nie wymagane

w nowej metodzie proponowanej przez IK war-tości te nie są stosowane w ocenie skuteczności

hamulca

λ 162 % wartość odczytana z opisu na pojeździe

Uwagi: brak konieczności wykonywania obliczeń, odczytana wartość λ odpowiada minimalnej gwarantowanej skutecz-ności hamulca dla KAŻDEGO stanu obciążenia.

41


W oparciu o analizę (rys. 4, 5 i 7 oraz tabele 1 ÷ 3) można zauważyć, że nowy sposób opisu na pojeździe i nowa metoda oceny skuteczności hamulca zespołu trakcyjnego wg propozycji IK pozwalają:

– uprościć sposób oceny skuteczności hamulca – algorytm nowej metody IK obejmuje 3 czynno-ści (dotychczasowe metody wymagały odpo-wiednio 7 lub 8 czynności)

– wyeliminować konieczność jakichkolwiek ob-liczeń (wartość odczytywana jest bezpośrednio z opisu na pojeździe – patrz rys. 6), co pozwala obniżyć ryzyko popełnienia błędu

– prawidłowo i dokładnie ocenić skuteczność hamulca dla każdego stanu obciążenia (bez ko-nieczności stosowania jakichkolwiek metod za-stępczych)

8. PODSUMOWANIE Proponowana przez Instytut Kolejnictwa nowa me-

toda oceny skuteczności hamulca zespołów trakcyj-nych pozwala uprościć proces oceny skuteczności ha-mulca i nie wymaga wykonywania żadnych dodatko-wych badań dla pojazdów, które były dopuszczane do eksploatacji w ostatnich latach.

Zaletami opisanej w niniejszym artykule metody proponowanej przez IK są:

– możliwość zastosowania dla każdego stanu ob-ciążenia pojazdu

– możliwość zastosowania dla każdego nastawie-nia hamulca

– wartość procentu masy hamującej pojazdu od-powiada rzeczywistej wartości

– minimalizacja możliwości popełnienia błędu w obliczaniu procentu masy hamującej (praktycz-nie nie są wymagane żadne obliczenia)

– uniknięcie sytuacji, w których skuteczność ha-mulca może być niedoszacowana.

Należy przy tym pamiętać, że zastosowanie tej me-tody jest ograniczone do zespołów trakcyjnych z sa-moczynnym ciągłym dostosowaniem siły hamującej do obciążenia.

Aby metoda ta mogła być stosowana w praktyce konieczne jest:

– zmodyfikowanie opisów skuteczności hamulca na pojazdach,

– znowelizowanie przepisów dotyczących oceny skuteczności hamulca zespołów trakcyjnych,

– przeprowadzenie szkoleń personelu dokonują-cego oceny skuteczności hamulca.

Based on the analysis of Figs. 4, 5 and 7 as well as ta-bles 1 ÷ 3, it can be stated that the new method of de-scribing the vehicle and the new method of brake per-formance assessment of the traction unit according to the IK's proposal allow:

– to simplify the brake performance assessment method – the new IK method algorithm in-cludes 3 steps (previous methods required 7 or 8 steps respectively)

– to eliminate the need for any calculations (the value is read directly from the markings on the vehicle – see Figure 6), which reduces the risk of error

– to properly and accurately assess the brake per-formance for each vehicle load state (without needing to use any substitute methods)

8. CONCLUSIONS The new method of assessing traction vehicle

brake performance proposed by the Railway Institute simplifies the process of brake performance evalua-tion and does not require any additional tests to be carried out on vehicles that were approved for use in recent years.

The advantages of the method described in this ar-ticle proposed by IK include:

– can be used for a vehicle in any load state – can be used with any brake setting – the braking mass percentage of the vehicle cor-

responds to the actual value – minimizing the possibility of making a calcula-

tion error for the braking mass percentage (practically no calculations are required)

– avoiding situations where the brake perform-ance can be underestimated.

It should be noted that the use of this method is limited to traction units with automatic continuous ad-justment of the braking force relative to the load.

In order for this method to be used in practice, it is necessary to:

– modify the brake performance descriptions on vehicles

– amending the regulations regarding the brake performance assessment of traction units

– training of personnel assessing brake perform-ance.

42



[1] UIC 544-1, Ed. no.6 , October 2014 Brakes - Braking performance. [2] Rozporządzenie Komisji (UE) nr 1302/2014 z dnia 18 listopada 2014 r. w sprawie technicznej specyfikacji interope-

racyjności odnoszącej się do podsystemu „Tabor - lokomotywy i tabor pasażerski” systemu kolei w Unii Europej-skiej,Bruksela,18 listopada 2014.

[3] PN-EN 16185-2:2015-02 Kolejnictwo - Systemy hamulcowe wieloczłonowych zespołów trakcyjnych. Część 2: Metody badań.

[4] UIC 545 Brakes - Inscriptions, marks and signs, Edition no.10 , December 2014. [5] PN-EN 15877-1: 2012 Kolejnictwo - Znakowanie na pojazdach kolejowych – Część 1: Wagony towarowe. [6] PN-EN 15877-2: 2013-12 Kolejnictwo - Znaki na pojazdach kolejowych – Część 2: Znaki zewnętrzne na wagonach

pasażerskich, pojazdach trakcyjnych, lokomotywach i na maszynach do prac torowych.

43


dr Katarzyna Markowska Politechnika Śląska

Model of service realization on the intermodal transport market Model realizacji usługi na rynku transportu intermodalnego

Realizacja usługi na rynku transportu intermodalnego jest uzależniona od wywiązania się z zobowiązań zleceniodawcy i zleceniobiorcy z umowy transportowej. Na efektywny prze-bieg poszczególnych etapów planowania realizacji usługi transportu intermodalnego wywiera znajomość nakładów i kosztów w intermodalnym terminalu przeładunkowym. Zaproponowany model realizacji usługi transportu intermodalnego ładunków jest przy-kładowym procesem realizacji usługi na rynku transportu intermodalnego.

Realization of the service on the intermodal transport market is dependent on the fulfill-ment of the obligations of the client and the contractor of the transport contract. The knowledge of expenditures and costs in the intermodal transshipment terminal has an impact on the effective course of individual stages of planning the realization of the in-termodal transport service. The proposed model of the realization of intermodal load transport service is an exemplary process of service realization on the intermodal trans-port market.

1. Introduction The measure being the basis of the development of logistic chains and supply networks is the dynamic development of intermodal transport. In the European Commission's Transport White Paper [1], which pre-sents the transport sector's strategy, it is written that reduction of the role of road transport in favor of greener means of transport - railways and waterways should be the particularly desirable activities in the range of intermodal logistic chains. An important fac-tor limiting the development of ecological intermodal transport in Poland is the high cost of transporting the loads in this system, in comparison to the road trans-port and the quality of provided services. The inter-modal transport market in Poland is a young market characterized by the small but steady development. In the years 2007 - 2013 thanks to the financial resources from the European Union, a dozen or so projects con-cerning the building and modernization of load termi-nals were carried out. Thanks to that, the state of infra-structure in this range has been improved. The purpose of this article is to present an exemplary model of ser-vice realization on the intermodal transport market and to discuss its individual stages. An important element in the realization of this transport is to determine the demand by the client for the planned transport of loads with two or more transport branches, the requirements concerning the load transportation, realization of transport service, choice of carriers and planning the route for the transported load by the specific means of transport, delivery of the load to the recipient and is-sue the invoice. It should be noted that an important role in the correct course of the planned stages of the realization of intermodal transport service is knowl-edge of expenditures and costs in the intermodal trans-

1. Wprowadzenie Rynek przewozów intermodalnych w Polsce jest młodym rynkiem, charakteryzującym się niewielkim ale stałym rozwojem. W latach 2007 – 2013 dzięki środkom finansowym z Unii Europejskiej zrealizo-wano kilkanaście projektów, dotyczących budowy i modernizacji terminali ładunkowych. Dzięki czemu stan infrastruktury w tym zakresie uległ poprawie. Celem niniejszego artykułu jest przedstawienie przy-kładowego modelu realizacji usługi na rynku trans-portu intermodalnego, omówienie jego poszczegól-nych etapów. Określenie zapotrzebowania przez zle-ceniodawcę na określony przewóz ładunków dwoma lub więcej gałęziami transportu, wymagania dotyczą-ce przewozu ładunku, realizacja usługi transportowej, wybór przewoźników i zaplanowanie trasy dla prze-wożonego ładunku określonymi środkami transportu, dowóz ładunku do odbiorcy oraz wystawienie faktu-ry. Należy zaznaczyć, że istotną rolę na prawidłowy przebieg zaplanowanych etapów realizacji usługi transportu intermodalnego odgrywa znajomość na-kładów i kosztów w intermodalnym terminalu przeła-dunkowym. Umowy transportowe określają warunki i wymogi realizacji poszczególnych etapów usługi danych gałęzi transportowych. Przedmiotem umowy transportowej jest świadczenie usług transportu ła-dunków do stacji przeznaczenia lub miejsca odbioru określonego w liście przewozowym. Realizacja po-szczególnych etapów usługi intermodalnej jest przede wszystkim uzależniona od wywiązania się stron z umowy transportowej z zobowiązań zleceniodawcy i zleceniobiorcy. Istotne znaczenie odgrywa również wartość umowy, rozliczanie należności, warunki handlowe, reklamacje, termin obowiązywania umo-wy, odpowiedzialność, ochrona danych osobowych,

44


shipment terminal. Transport contracts define the con-ditions and requirements for the realization of the in-dividual stages of service of given transport branches. The subject of the transport contract is the provision of load transport services to the destination station or collection place specified in the consignment note. The realization of individual stages of the intermodal service is first of all dependent on the parties' fulfill-ment of the transport contract of the obligations of the client and the contractor. The value of the contract as well as the settlement of amount due, commercial terms, complaints, term of the contract, liability, pro-tection of personal data, dispute resolution, termina-tion of the contract and final provisions are also sig-nificant [5].

2. Own research – an exemplary model of inter-modal transport service realization

Model of intermodal transport service realization is shown on the figure below.

Planowanie i realizacja usługi transpor-towej ( umowa transportowa, list prze-wozowy). Planning and realization of transport service ( transport contract,

consignment note)

Model realizacji usługi transportu inter-modalnego. Model of intermodal trans-

port service realization

Dowóz ładunku do odbiorcy, faktura. Load delivery to the recipient, invoice

Rys. Model realizacji usługi transportu intermodalnego (Opracowanie własne)

Fig. Model of intermodal transport service realization (source: own study)

The proposed model of realization of intermodal load transport service includes the following stages:

1) determination of demand by the client for a specific transport of loads with two or more transport branches, e.g. intermodal service provided by road - rail transport,

2) requirements concerning the transport of load, e.g. transport organization and plan after re-ceiving the order,

3) sending a transport order to the forwarder, 4) reception and acceptance of the order by the

forwarder, 5) registration and handing over of the order to

the transport company, 6) realization of the transport service after receiv-

ing the transport order - signing and initiating

rozstrzyganie sporów, rozwiązanie umowy oraz po-stanowienia końcowe [4].

2. Badania własne - przykładowy model realiza-cji usługi transportu intermodalnego

Model realizacji usługi transportu intermodalnego przedstawiono na poniższym rysunku.

Zaproponowany model realizacji usługi transpor-tu intermodalnego ładunków obejmuje następujące etapy:

1) określenie zapotrzebowania przez zlecenio-dawcę na określony przewóz ładunków dwo-ma lub więcej gałęziami transportu np. usługa intermodalna realizowana transportem dro-gowo kolejowo drogowym,

2) wymagania dotyczące przewozu ładunku np. organizacji i planu przewozu po otrzymaniu zlecenia,

3) wysłanie zlecenia transportowego spedytoro-wi,

4) przyjęcie i akceptacja zlecenia przez spedyto-ra,

5) zarejestrowanie i przekazanie zlecenia do przedsiębiorstwa transportowego,

6) realizacja usługi transportowej po otrzymaniu zlecenia transportowego - podpisanie i inicja-cja umowy transportowej,

7) planowanie - np. planu przewozu ładunków transportem drogowo kolejowo drogowym,

8) wybór przewoźników i zaplanowanie trasy dla przewożonego ładunku określonymi środkami transportu,

9) określenia kosztów i terminu realizacji usługi transportu intermodalnego,

10) przewóz ładunków określonymi rodzajami transportu adekwatnymi do realizowanej usługi transportu intermodalnego,

11) dostarczenie dokumentów handlowych, 12) dostarczenie dokumentów transportowych –

np. drogowy list przewozowy ADR, kolejowy list przewozowy CMR,

13) kontrola przez przewoźników transportowa-nego ładunku,

14) dowóz ładunku do odbiorcy, 15) wystawienie faktury.

3. Charakterystyka i opis modelu realizacji usłu-gi transportu intermodalnego

Transport intermodalny jest definiowany jako: „przewóz ładunków (towarów) w tej samej jednostce ładunkowej (intermodalnej jednostce ładunkowej) lub pojeździe różnymi rodzajami transportu lecz bez prze-ładunku samego towaru tzn. bez zmiany naczynia transportowego” [1]. Pierwszym etapem realizacji usługi transportowej jest określenie przez zlecenio-dawcę zapotrzebowania przedsiębiorstwa na przewóz ładunków określonymi rodzajami transportu. Wybór danych gałęzi transportowych jest uzależniony od

45


7) the transport contract, 8) planning – e.g. a plan of the load transport

by the road - rail transport, 9) choice of carriers and route planning for

the transported load by specific means of transport,

10) determination of the costs and deadline for the realization of the intermodal transport service,

11) transport of loads with specific types of transport appropriate to the provided in-termodal transport service,

12) delivery the commercial documents, 13) delivery the transport documents – e.g..

road consignment note ADR, railway con-signment note CMR,

14) control of the transported load by the car-riers,

15) delivery of the load to the recipient 16) issuing an invoice.

3. Characterization and description of the model of intermodal transport service realization

The intermodal transport is defined as: "transport of loads (goods) in the same load unit (intermodal load unit) or the vehicle with the different transport types, but without the transshipment of only goods, i.e. with-out changing the transportation container [2]. The first stage of the transport service is the client's determina-tion of the company's demand for the transport of loads with the definite types of transport. The choice of transport branches depends on the planned and real-ized intermodal transport service. In the next stage the requirements related to the transport of loads are de-fined and an order to the forwarder, who acts on behalf of the client, is sent. The forwarder confirms the re-ceipt of the transport service order most often by e-mail. The fourth stage of the transport service realiza-tion is the acceptance of the transport service order by the forwarder. The next stage concerns the registration and handing over of the order to the transport com-pany for realization. The consignment note is provided to the transport company by e-mail. In the next stage, the company sets about providing the transport service after receiving the order. The transport service realiza-tion begins at the moment of signing the transport contract. It refers to the development of the transport plan, the commercial documents and the consignment notes. The control of the transported load plays a sig-nificant role in the realization of the intermodal trans-port service. The last step is to deliver the load to its destination and the formal issues.[7]

4. Railway consignment note, expenditures and costs in the intermodal transport transship-ment terminal

The consignment notes, which are filled in three cop-ies for the sender, the carrier and the recipient, play

zaplanowanej i realizowanej usługi transportu inter-modalnego. W kolejnym etapie określa się wymaga-nia związane z przewozem ładunków oraz wysłanie zlecenia spedytorowi, który działa w imieniu zlece-niodawcy. Spedytor potwierdza odbiór zlecenia usłu-gi transportowej najczęściej mailowo. Czwartym etapem realizacji usługi transportowej jest przyjęcie zlecenia usługi transportowej przez spedytora. Kolej-ny etap dotyczy zarejestrowania i przekazania zlece-nia do realizacji przedsiębiorstwu transportowemu. Drogą mailową są przekazywane przedsiębiorstwu transportowemu list przewozowy. W kolejnym etapie przedsiębiorstwo przystępuje do świadczenie usługi transportowej po otrzymaniu zlecenia. Realizacja usługi transportowej rozpoczyna się w momencie podpisania umowy transportowej. Dotyczy opraco-wania planu przewozów, dokumentów handlowych, listów przewozowych. Istotą rolę w realizacji usługi transportu intermodalnego odgrywa kontrola trans-portowanego ładunku. Ostatnim etapem jest dowóz ładunku do miejsca przeznaczenia i kwestie formalne [6].

4. Kolejowy list przewozowy i nakłady i koszty w intermodalnym terminalu przeładunko-wym

Istotne znaczenie na realizację usługi na rynku trans-portu intermodalnego odgrywają listy przewozowe, które są wypełniane w trzech egzemplarzach dla nadawcy, przewoźnika i odbiorcy. Zawierają podsta-wowe dane i informacje dotyczące kosztów, ilości, rodzaju, sposobu opakowania przewożonego towaru. Nieprawidłowo wypełniony list przewozowy może wpłynąć na efekt końcowy realizowanej usługi trans-portu intermodalnego. Wówczas usługa transportu intermodalnego może być zrealizowana niezgodnie z postanowieniami umowy transportowej [2]. Ponadto istotne znaczenie na efektywny przebieg poszczegól-nych etapów planowania realizacji usługi transportu intermodalnego wywiera znajomość nakładów i kosz-tów w intermodalnym terminalu przeładunkowym. Tablica przedstawia przykładowy kolejowy list prze-wozowy CMR. Nakłady w terminalu intermodalnym obejmują [1]:

- koszty ponoszone na infrastrukturę - koszty ponoszone na suprastrukturę - koszty na systemy do zarządzania terminalem wspomagające pracę urządzeń.

Nakłady na infrastrukturę, urządzenia transportowe oraz systemy do zarządzania terminalem wspomaga-jące pracę terminalu wyznacza się ze wzoru:

E = E1 + EUT + EW gdzie: E1 - nakłady ponoszone na infrastrukturę terminala [zł] EUT - nakłady ponoszone na urządzenia transportowe [zł]

46


the significant role in the realization of the intermodal transport services. They contain the basic data and information on the costs, quantity, type and way of packaging of the transported goods. The incorrectly filled in consignment note may influence the final effect of the intermodal transport service. Then the intermodal transport service may be carried out not in accordance with the provisions of the transport con-tract [3]. Moreover, the knowledge expenditures and costs in the intermodal transshipment terminal has a significant impact on the effective course of individual stages of planning the realization of the intermodal transport service. Table presents an example of a CMR railway consignment note.

Tab. Przykładowy kolejowy list przewozowy CMR / Tab. Example of the railway consignment note CMR

Przykładowy kolejowy list przewozowy CMR/ Example of the railway consignment note CMR Dane nadawcy i dane odbiorcy i przewoźnika/ Data of the sender, recipient and carrier Miejsce i data jego przyjęcia towaru do przewozu/ Place and date of receipt of goods for transport Rodzaj, sposób opakowania, ilość sztuk, ich cechy, numery/ Type, packaging method, number of pieces, their features,

numbers Waga brutto tzn. ilość towaru/ Gross weight, i.e. the quantity of goods Koszty przewozu/ Transport costs Podpis i stempel nadawcy/ Signature and stamp of the sender Podpis i stempel przewoźnika/ Signature and stamp of the carrier Podpis i stempel odbiorcy/ Signature and stamp of the recipient

Expenditures in the intermodal terminal include [1]: - costs incurred for infrastructure - costs incurred for superstructure - costs for terminal management systems supporting the operation of devices. Expenditures on the infrastructure, the transport de-vices and the terminal management systems support-ing the work of the terminal are determined by the formula: E = E 1 + EUT + EW where: - E 1 - expenditures incurred on terminal infrastructure [zł], EUT- expenditures in-curred on transport devices [zł], EW - expenditures incurred on systems supporting the work of terminal and transport devices [zł]. Infrastructure expenditures include the expenditures on: - railway tracks - Etk [zł]

Etk = Ltk . ctk,

where: Ltk – railway tracks, ctk – price per 1 linear meter of tracks

- railway turnouts – Erk [zł] Erk= nrk

. crk

where: nrk - number of railway turnouts, crk – price of one turnout

- roads - Edr Edr= Pdr

. cdr

where: Pdr – road surface [m2], cdr – price per 1 m2 of road

- storage yard - Eps Eps = Pps

. cps

EW - nakłady ponoszone na systemy wspo-magające pracę terminalu i urządzeń trans-portowych [zł].

Do nakładów na infrastrukturę zalicza się nakłady na: - tory kolejowe - Etk [zł]

Etk = Ltk . ctk,

gdzie: Ltk – długość torów, ctk – cena 1 mb torów

- rozjazdy kolejowe - Erk [zł] Erk= nrk

. crk,

gdzie: nrk -liczba rozjazdów kolejowych, crk – cena jednego rozjazdu

- drogi - Edr Edr= Pdr

. cdr,

gdzie: Pdr – powierzchnia dróg [m2], cdr – ce-na 1 m2 drogi

- plac składowy - Eps Eps = Pps

. cps,

gdzie Pps – powierzchnia placu [m2], cdr - cena 1 m2 drogi.

Wśród nakładów na urządzenia transportowe można zidentyfikować nakłady na urządzenia transportu pionowego (np. suwnice, żurawie), poziomego (np. wozy kontenerowe). Nakłady na ww. urządzenia można obliczyć według następującego wzoru:

EUT =? n(mt) . c (mt),

gdzie: nmt – liczba urządzeń mt-tego typu, cmt -koszt zakupu urządzenia mt-tego typu [€].

Obok nakładów na infrastrukturę i urządzenia trans-portowe istotną rolę w terminalu przeładunkowym odgrywają koszty eksploatacyjne wyrażone wzorem:

KER= KR

I + KRUT + KR

L, gdzie KR

I - roczne koszty utrzymania infra-struktury terminalu [zł/rok], KR

UT - roczne koszty utrzymania urządzeń transportowych [zł/rok],

KRL – roczne koszty pracy ludzkiej

[zł/rok]. Roczne koszty utrzymania infrastruktury terminalu wyznacza się ze wzoru:

KRI = KR

ST + KRSW,

gdzie KRST - roczne koszty utrzymania ele-

mentów stałych terminalu [zł/rok]

47


where: Pps – yard surface [m2], cdr - price per 1 m2 of road.

It is possible to identify the expenditures on the verti-cal transport devices among the expenditures on the transport devices, e.g. overhead cranes, cranes, hori-zontal ones e.g. container trucks. The expenditures on the above mentioned devices can be calculated accord-ing to the following formula:

EUT =? n(mt) . c (mt)

where: nmt – number of mt type devices, cmt - cost of purchase of mt type device [€].

Apart from the expenditures on the infrastructure and transport equipment, the operating costs expressed by the formula play an important role in the transship-ment terminal:

KER= KR

I + KRUT + KR

L where: KR

I - annual maintenance costs of ter-minal infrastructure [zł/year] KR

UT – annual maintenance costs of transport devices [zł/year] KR

L – annual costs of human work [zł/year].

The annual maintenance costs of the terminal infrastructure are determined by the formula:

KRI = KR

ST + KRSW

where KRST - annual maintenance costs of ter-

minal permanent components [zł/year] KR

SW – annual costs of maintaining the terminal management systems and supporting the work of transport de-vices [zł/year].

The annual maintenance costs of permanent elements of the terminal, e.g. tracks, buildings, yards, are de-termined by the formula:

KRST = E1

. y1

where y1 – cost factor of maintaining the permanent elements of the terminal [zł/year].

The annual maintenance costs of terminal manage-ment systems and supporting the work of transport devices are determined by the formula:

KRSW = EW

. yw

where: yw cost factor of maintaining the termi-nal management systems and supporting the work of transport devices [zł/year].


KRSW – roczne koszty utrzymania

systemów zarządzania terminalem i wspomagających pracę urządzeń transportowych [zł/rok].

Roczne koszty utrzymania elementów stałych terminalu np. tory, budynki, place wyznacza się ze wzoru:

KRST = E1

. yl,

gdzie y1 – współczynnik kosztowy utrzymania elementów stałych terminalu [zł/rok].

Roczne koszty utrzymania systemów zarządzania terminalem i wspomagających pracę urządzeń transportowych wyznacza się ze wzoru:

KRSW = EW

. yw,

gdzie: yw współczynnik kosztowy utrzymania systemów zarządzania terminalem i wspomagających pracę urządzeń transportowych [zł/rok].

5. Podsumowanie Realizacja poszczególnych etapów usługi intermo-dalnej jest przede wszystkim uzależniona od wywią-zania się stron z umowy transportowej, z zobowiązań zleceniodawcy i zleceniobiorcy. Umowy transporto-we określają warunki i wymogi realizacji poszcze-gólnych etapów usługi danej gałęzi transportowej. Przedmiotem umowy transportowej jest świadczenie usług transportu ładunków np. z wykorzystaniem transportu drogowo – kolejowo – drogowego (tzn. transportu intermodalnego) do stacji przeznaczenia lub miejsca odbioru określonego w liście przewozo-wym. Istotne znaczenie odgrywa znajomość nakła-dów i kosztów w intermodalnym terminalu przeła-dunkowym, wartość umowy, rozliczanie należności, warunki handlowe, reklamacje, termin obowiązywa-nia umowy, odpowiedzialność, ochrona danych oso-bowych, rozstrzyganie sporów, rozwiązanie umowy oraz postanowienia końcowe.

[1] Biała Księga – Plan utworzenia jednolitego europej-skiego obszaru transportu – dążenie do osiągnięcia konkurencyjnego i zasobooszczędnego systemu trans-portu. Bruksela 2011.

[2] Jacyna M., Pyza D., Jachimowski R., Transport inter-modalny, Projektowanie terminali przeładunkowych, Wydawnictwo Naukowe PWN SA, Warszawa 2017 r.

[3] Markowska K.: Rozwój infrastruktury systemu trans-portowego a realizacja usług transportowych, Systemy logistyczne. Systemy logistyczne. Teoria i praktyka, Wydanie I, Oficyna Wydawnicza Politechniki Warszaw-kiej, Warszawa 2015r.

[4] Markowska K., A Sample Model of a Logistics Center and the Plan of Its Stages of Design from Both a Subjective and Objective Approach, Journal of Kones, European Science of Powertrain and Transport Publi-cation, Warsaw 2015r.

5. Conclusions The realization of individual stages of the intermodal service is first of all dependent on the parties' fulfill-ment of the transport contract and the obligations of the client and the contractor. The transport contracts specify the conditions and requirements of realization of the individual stages of the service of a given trans-port branch. The subject of the transport contract is the provision of load transport services, e.g. with the use of road - rail transport (i.e. intermodal transport) to the destination station or the place of collection specified in the consignment note. The knowledge of expendi-tures and costs in the intermodal transshipment termi-

48


nal, the value of the contract, settlement of amount due, commercial terms, complaints, term of the con-tract, liability, protection of personal data, dispute resolution, termination of the contract and final provi-sions are significant.

[5] Markowska K., Perspectives and Problems of Intermo-dal Freight Transportation Market Development in Po-land, Journal of Kones, European Science of Power-train and Transport Publication, Warsaw 2015r.

[6] Markowska K., Proces realizacji usługi transportowej drogowej w centrum dystrybucji wybranego operatora logistycznego. Systemy Logistyczne. Teoria i praktyka, Wydanie I, Oficyna Wydawnicza Politechniki Warszaw-kiej, Warszawa 2017 r.

[7] Markowska K., Merkisz – Guranowska A., Outsourcing usług transportu kolejowego, Instytut technologii Eks-ploatacji – Państwowy Instytut Badawczy, Radom 2015 r.

mgr inż. Szymon Finke mgr inż. Julian Kominowski mgr inż. Mateusz Motyl Politechnika Poznańska

The effect of the bogie frame stiffness on running properties of rail vehicles

Wpływ sztywności ramy wózka na własności biegowe pojazdów szynowych

Najważniejszym układem w pojeździe szynowym decydującym o jego komforcie i bezpie-czeństwie jazdy jest układ biegowy. Wózek jako integralny element odgrywa podstawową rolę w bezpiecznym i stabilnym poruszaniu się pojazdu po infrastrukturze szynowej. Do-pasowana konstrukcja ramy wózka do warunków eksploatacyjnych pojazdu, może w znacznym stopniu poprawić jego własności biegowe. W artykule zostanie dokonana analiza wybranych konstrukcji ram wózków oraz przed-stawione zostaną różnice strukturalne.

The most important part of a rail vehicle decisive for travel comfort and safety is its running gear. The bogie being an integral element plays a key role from the point of view of safe and stable vehicle motion on the rail infrastructure. The bogie frame structure adapted to the vehicle operational conditions can significantly improve its running properties. The article is devoted to analyzing some selected bogie frame designs with presentation of the structural differences between them.

1. INTRODUCTION The running gear of the rail vehicle ensures the proper vehicle-track interaction. A well thought out design of the gear affects the safety and dynamic properties of the vehicle on the track. The running gear of modern vehicles is usually designed as a two-axle bogie [10]. Before developing the concept of the bogies, the vehicle wheelsets were connected directly to the vehicle body. Such vehicles are called side-sill ones. This vehicle design contributes to smaller capacity (transport area, length, volume, etc.) of the wagon.

1. WSTĘP Układ biegowy pojazdu szynowego zapewnia

właściwą współpracę pojazdu z torem. Przemyślany projekt układu wpływa na bezpieczeństwo i dynami-kę pojazdu na torze. We współczesnych pojazdach układ jezdny wykonywany jest zwykle w postaci wózka dwuosiowego [1].

Przed opracowaniem koncepcji wózków, budo-wane były pojazdy z zestawami kołowymi podłączo-nymi bezpośrednio do nadwozia. Pojazdy nazywane są pojazdami ostojnicowymi. Taki typ pojazdu, ze względu na swoją konstrukcję, posiada mniejszą

49


Moreover, such a vehicle usually exerts greater maximum force on the track (especially round the curves) than a bogie vehicle. The bogies provide better suspension of the vehicle [4], since they ensure several spring suspension stages. Another quality of the bogie vehicle consists in its ability to pass the track curves of smaller radii than the bogieless vehicles, that is particularly important on the sidings and trans-shipment yards. The former standard of RIV vehicles (Italian Regolamento Internazionale dei Veicoli) required 9-meters maximum distance between the axles of a bogieless vehicle [10], due to the limitation related to minimum curve radius. The problems with driving of bogieless vehicles around the curves arise also due to significantly greater wheel-rail striking angle as compared to the bogie vehicles. It is shown in Fig. 1 [8].

Driving round the curve increases wear of the wheels and rails [1, 4, 8]. Another disadvantage of the side-sill vehicles consists in uneven vertical load of the vehicle exerted on the track. In case of a two-, three- or multi-axial bogie the displacements caused by vertical track unevenness are transferred to the body only partially, since the bogie generates an additional degree of freedom of the structure. In case of a side-sill vehicle the track unevenness is to a greater extent transferred to the body, as shown in Fig. 2.

pojemność (powierzchnie transportową, długość, objętość itp.), a ponadto wywierają często na tor większą maksymalną siłę (szczególnie na łukach), niż pojazd z zastosowanym wózkiem.

Zastosowanie wózków w pojazdach szynowych pozwala na lepszy projektowanie usprężynowania pojazdu [2], ponieważ umożliwia na wykorzystanie kilku stopni usprężynowania. Kolejną cechą pojazdu wózkowego, jest możliwość pokonywania łuków infrastruktury o mniejszych promieniach, w porów-naniu do pojazdów bezwózkowych. Cecha szczegól-nie istotna na bocznicach czy placach przeładunko-wych. Stosowany dawniej standard pojazdów towa-rowych RIV(wł. Regolamento Internazionale dei Veicoli), ze względu na ograniczenie o minimalnym promieniu łuku, maksymalną odległość między osiami w pojeździe bez wózka określał na 9 metrów [1]. Problemy z jazdą w łuku pojazdów bezwózko-wych wynikają również ze znacząco większego kąta natarcia koła na szynę w łuku, niż ma to miejsce w pojazdach z wózkami. Pokazano to na rysunku 1 [3].

Jazda w łuku powoduje również większe zużycie kół i szyn [2, 3, 4]. Inną wadą pojazdów ostojnico-wych jest nierównomierność obciążenia pionowego pojazdu na tor. W przypadku wózka dwu, trzy lub wieloosiowego przemieszczenia wynikające z pio-nowych nierówności toru przenoszone są do nadwo-zia tylko częściowo, ponieważ wózek daję konstruk-cji dodatkowy stopień swobody. W przypadku po-jazdu ostojnicowego znacznie większa część nierów-ności jest przenoszona na nadwozie, co pokazano na rysunku 2.

Rys. 2. Przemieszenia na nierównościach pionowych toru pojazdu ostojnicowego oraz wózkowego

Fig. 2. The vehicle displacements caused by track vertical unevenness in case of side-sill and bogie vehicles

Large vertical displacements A side-sill vehicle

Small vertical displacements A bogie vehicle

The bogies have a secondary suspension allowing for better body suspension on the wheelsets. Multistage suspension enables more accurate selection of the parameters of the primary suspension with a view to improve the axle–guidance, while the secondary suspension may reduce the body vibration. The bogies of modern rail vehicles are considered as their integral parts, significantly affecting running quality and safety [4].

The European legislation related to the railway interoperability considers a bogie as an element of the subsystem interoperability. The bogie testing to

Wykorzystanie wózka w układach biegowych po-zwala na zastosowanie drugiego stopienia uspręży-nowania, który umożliwia na lepsze odseparowanie drgań zestawach kołowych od nadwozia pojazdu. Wielostopniowe uspreżynowanie pozwala na do-kładniejszy dobór parametrów pierwszego stopnia usprężynowania uwzględniając głównie prowadzenie zestawu kołowego, a dobór parametrów drugiego stopienia usprężynowania polega na zmniejszeniu drgań działających na nadwozie pojazdu. W nowo-czesnych pojazdach szynowych wózki traktowane są jako ich integralna część, a także mają znaczący wpływ na jakość i bezpieczeństwo jazdy [2].

50


be carried out before putting it into service makes an essential part of the process of issuance of the vehicle permit. From a technical point of view, the bogie characteristics directly translate into the criteria for assessing the vehicle running quality. Among the main purposes of a railway bogie there are: [1, 4, 11]:

− uniform distribution of the vehicle weight among the wheelsets;

− transmission of longitudinal forces between the wheelsets and the bogie frame and between the bogie frame and the body. These forces arise mainly while accelerating and braking. The construction should enable full use of the wheel – rail adhesion in order to convert the wheel rotation into linear motion of the vehicle;

− transferring the bogie guiding force arising on a straight track and round the curves, provided the driving safety conditions are kept.

− keeping stability and limited values of vertical and transverse forces adversely affecting the track.

The vehicle design should be scanned from many points of view. A modern bogie design should meet the following main requirements [4]:

− low weight; − high reliability and durability, significantly

affecting the cost of the bogie life cycle (LCC - life cycle cost);

− replacement of the components having unstable characteristics allows to obtain more exhaustive vehicle characteristics (replacing of friction absorbers to hydraulic dampers);

− strength of the bogie frame depends on the condition of the track where the vehicle is being operated.

2. THE BOGIE PARAMETERS The rail vehicle bogies should be designed in accordance with the conceptual design of the vehicle. It means that for proper course of the designing process the bogie designers must take into account the following vehicle features [4, 14]:

− the vehicle type (tram, locomotive, wagon, multiple-unit set, etc.);

− the track gauge where the vehicle shall be operated;

− the track structure gauge where the vehicle shall be operated;

− uniform vehicle weight distribution; − vehicle stability; − passenger comfort; − maximum vehicle speed; − the minimum radius of the track curvature.

W europejskim prawodawstwie dotyczącym inte-roperacyjności kolei, wózek jest zdefiniowany jako składnik interoperacyjności podsystemu. Proces jego badania, przed dopuszczeniem do eksploatacji, jest istotną częścią procesu dopuszczenia całego pojazdu do ruchu. Z technicznego punktu widzenia cechy wózka przekładają się bezpośrednio na wartości kry-teriów oceny jakości biegu pojazdu.

Do głównych zadań wózka kolejowego można za-liczyć: [2, 4, 5]:

- równomierne rozłożenie masy pojazdu na zestawy kołowe,

- przenoszenie sił wzdłużnych pomiędzy ze-stawami kołowymi i ramą wózka oraz mię-dzy ramą wózka a nadwoziem. Siły te po-wstają głównie podczas przyspieszania i ha-mowania. Konstrukcja powinna umożliwiać pełne wykorzystanie przyczepności kół i szyn w celu zamiany ruchu obrotowego kół na ruch liniowy pojazdu,

- przenoszenie siły prowadzącej wózka na prostym torze i łukach z zachowaniem wa-runków bezpieczeństwa jazdy.

- uzyskanie stabilności i ograniczonych sił pionowych i poprzecznych wpływających niekorzystnie na tor,

Konstrukcje pojazdów szynowych muszą być analizowane pod wieloma względami, a nowoczesny projekt wózka powinien spełniać główne wymagania [2]:

- mała masa własna, - wysoka niezawodność i trwałość, które zna-

cząco wpływają na koszt cyklu życia wózka (LCC - koszt cyklu życia),

- wymiana elementów bez stabilnej charakte-rystyki pozwala na uzyskanie pełniejszych charakterystyk pojazdów (konwersja tłumi-ków ciernych na tłumiki hydrauliczne),

- wytrzymałość ram wózków uzależniona od stanu toru, na którym porusza się pojazd.

2. PARAMETRY WÓZKA Wózki do pojazdów szynowych powinny być za-

projektowane zgodnie z założeniami projektowymi pojazdu. Oznacza to, że projektanci wózków muszą brać pod uwagę cechy pojazdów w procesie projek-towania. Konstruktor musi wymagać takich cech projektu jak [2, 6]:

- rodzaj pojazdu (tramwaj, lokomotywa, wa-gon, jednostka trakcyjna itp.),

- szerokość toru po którym pojazd ma się po-ruszać,

- skrajnia toru po którym pojazd ma się poru-szać,

- równy rozkład masy pojazdu - stabilność pojazdu, - komfort pasażera, - maksymalna prędkość pojazdu,

51


The above aspects are chosen by the designers depending on the vehicle design. What's more, the vehicle should also be designed according to the standards and guidelines for the user, keeping, at the same time, the travel safety and comfort. The bogie parts to be considered are [1, 4]:

− the number of wheelsets; − the type of wheelsets; − the axle–guidance method; − mutual guidance of the wheelsets round the

curve; − the way of power transmission between the

bogie and vehicle body; − the choice of elements of the primary and

secondary suspensions; − type of the bogie-vehicle body guidance.

The bogie should be considered as a mechanism. The bogie frame is its main part and, therefore, it should serve as a support for some bogie components [1, 6]:

− power transmission system; − braking system; − greasing system of the wheel flanges; − wheel anti-slip system; − sand distributors; − diagnostic system.

The choice of the bogie elements impacts the shape of its frame. Some of these elements are crucial, since they may affect the bogie frame topology. These include the suspension, power transmission system, braking system, axle–guidance and the way of longitudinal force transmission. On the other hand, the elements such as the lubrication, anti-slip, sand distribution or diagnostic systems only slightly affect the frame structure, as they contribute only to insignificant stress increase in the frame. At the same time, their fastening impose only small changes in the frame shape. It is difficult to specify all the design options of the bogie frame, as there is a wide range of its solutions, for example related only the power transmission system. Possible variants of the bogie parameters are presented in Table 1.

- minimalny promień łuku pojazdu. Powyższe aspekty wybierane są przez projektan-

tów w odniesieniu do projektu pojazdu. Co więcej powinien być zaprojektowany także zgodnie ze stan-dardami i wytycznymi dla użytkownika, przy jedno-czesnym zapewnieniu bezpieczeństwa i komfortu jazdy. Elementy wózka, które należy uwzględnić, to [2, 4]:

- liczby zestawów kołowych, - rodzaj zestawów kołowych, - sposób prowadzenia zestawów kołowych, - wzajemne prowadzenie zestawów kołowych

w łuku, - sposób przeniesienia mocy między wózkiem

a nadwoziem, - dobór elementów pierwszego i drugiego

stopnia usprężynowania, - rodzaj prowadzenia wózka względem nad-

wozia. Wózek należy traktować jako mechanizmem.

Rama wózka stanowi główną część tego mechani-zmu, powinna zatem wspierać część komponentów wózka [4,7]:

- układ napędowy, - układ hamulcowy, - układ smarowania obrzeży koła, - układ antypoślizgowy kół, - piasecznice, - układ diagnostyczny.

Wybór elementów układu wózka ma wpływ na kształt jego ramy, a niektóre z nich mają kluczowe znaczenie, ponieważ mogą zmienić topologię kon-strukcji ramy wózka. Można do nich zaliczyć usprę-żynowanie, układ napędowy, układ hamulcowy, prowadzenie zestawów kołowych i sposób przeno-szenia siły wzdłużnej. Ponadto elementy takie jak układ smarowania, układ przeciwpoślizgowy, układ rozprowadzania piasku czy układ diagnostyczny, mają niewielki wpływ na konstrukcję ramy, gdyż nie powodują dużego wzrostu naprężenia w ramie, a elementy potrzebne do ich zamontowania nieznacz-nie zmieniają kształt.

Trudność scharakteryzowania wszystkich warian-tów konstrukcyjnych ramy wózka, polega na szero-kim zakresie rozwiązań, choćby dla układów napę-dowych.

Możliwe warianty parametrów wózka przedsta-wiono w tablicy 1.

Dobór elementów, które można znaleźć w struk-turze wózka, prowadzony jest indywidualnie. Wyni-ka to z różnorodnej specyfiki wózków w zależności np. od zadań jakie ma realizować.

Zestawienie w tablicy nr 1 pokazuje, że istnieje wiele parametrów, które należy brać pod uwagę w procesie projektowania wózków. Konstrukcja ramy wózka jest wynikiem wyborów parametrów wózka dokonanych przez konstruktora.

All possible parts of the bogie structure are individually chosen, in consequence of diversified specifics of each of the bogies. The list of the Table 1 shows that there are many parameters to be taken into account while designing a bogie. The bogie frame construction is a result of the designer’s choice of bogie parameters. The EN 13749 Standard presents classification of the bogies [15]:

- B-I category bogies designed for the stock operating on standard tracks and for city passenger stock, inclusive of high speed and TGV vehicles, motor and trailed vehicles;

52


Item Parameter Value

1. The frame type

The end of the frame: open or closed. Frame position with regard to the wheels inner, outer or double-sided. Special frame types: three-part frame, portal frame, etc.

2. Types of the wheels

The types: wheel set, independent wheels, partly independent wheels, etc.

3. Guidance of the wheels

Swing arm, column, fork lift, drawbar, Alsthom, etc.

4. Guidance between the wheels

rigid [11], flexible [11], diagonal [11], controlled by vehicle body, etc.

5. Longitudinal guidance

Watt linkage, underframe pivot, bear-ing flange, beamless traction rod, bogie bolster, etc.

6. Primary suspen-sion

Spring: - Shape: conical, chevron; - Type: coil, laminated; - Material: metal-rubber, rubber, metal, composite.

Damper: - type: viscous, friction, active suspension. - position: vertical, horizontal;

Bumper: - position: vertical, horizontal; - shape: cuboid, parabolic.

7. Secondary suspension

Spring: - Shape: conical, straight, - Type: coil, laminated, pneumatic, flexicoil. - Material: metal-rubber, rubber, metal, composite.

Damper: - type: viscous, friction, active suspension. - position: vertical, horizontal;

Bumper: - position: vertical, horizontal; - shape: cuboid, parabolic.

8. Power transmis-sion

Cardan shaft, nose suspended traction motor, the traction motor suspended on the bogie frame, the gears, etc.

9. Braking sys-tem

Type: Brake disc, friction brake blocks etc. Friction surface: wheels, axle-mounted disc, wheel-mounted disc.

10. Greasing system of wheel

flanges

Many types

11. Wheel anti-slip system

Many types

12. Sand distributors Many types

13. Diagnostic system

Many types

Tab. 1. Możliwe warianty specyfikacji wózka [2, 4, 8, 9, 13, 14, 15]

L. p. Parametr Wartość

1. Typ ramy Zakończenie ramy: otwarta lub zamknięta. Pozycja ramy względem kół wewnętrzna, zewnętrzna lub obustronna. Specjalne typy ramy: trzyczęściowa, rama portalowa itd.

2. Typy kół Typy: zestaw kołowy, koła niezależne, częściowo niezależne itp.

3. Prowadzenie kół

wahacz, kolumnowe, widłowe, cięgłowe, połączenie Alsthoma, etc.

4. Prowadzenie pomiędzy kołami

sztywne, elastyczne, diagonalne , stero-wane nadwoziem etc.

5. Prowadzenie wzdłużne

Połączenie Watta, czop skrętu, wieniec łożyskowy, cięgło trakcyjne. bezbelkowe, belka bujakowa itd.

6. Usprężynowa-nie I stopnia

Sprężyna: - Kształt: stożkowy, szewron; - Typ: śrubowa, piórowa; - Materiał: metal-guma, guma, me-tal, kompozyt.

Tłumik: - typ: wiskotyczny, cierny, aktywne zawieszenie. - pozycja: pionowa, pozioma;

Zderzak: - Pozycja: pionowa, pozioma; - Kształt: kuboidalny, paraboliczny.

7. II stopień usprężynowania

Sprężyna: - Kształt: stożkowy, prosty, - Typ: śrubowa, piórowa, pneuma-tyczna, flexicoil. - Materiał: metal-guma, guma, metal, kompozyt.

Tłumik: - typ: wiskotyczny, cierny, aktywne zawieszenie. - pozycja: pionowa, pozioma;

Zderzak: - Pozycja: pionowa, pozioma; - Kształt: kuboidalny, paraboliczny.

8. Układ napędo-wy

Wał kardana, silnik trakcyjny zawieszo-ny „za nos”, silnik trakcyjny zawieszony na ramie wózka, przekładnie itd.

9. Układ ha-mulcowy

Typ: Tarcza hamulcowa, klocki cierne itd. Powierzchnia tarcia: koła, tarcza na osi, tarcza na kole.

10. System smarowanie obrzeży koła

Wiele rodzajów

11. System an-typoślizgowy

Wiele rodzajów

12. Piasecznice Wiele rodzajów

13. System diagnostyczny

Wiele rodzajów

W normie EN 13749 można znaleźć klasyfikację

wózków [10]: - Wózki kategorii B-I dla taboru szlakowego i śródmiejskiego taboru pasażerskiego, w tym pojazdów o dużej i bardzo dużej prędkości, napędzanych i nie napędzanych,

- Wózki jezdne kategorii B-II do wewnętrznych i zewnętrznych podmiejskich pojazdów pasa-żerskich, napędzanych i nie napędzanych,

- Wózki kategorii B-III do taboru metra i taboru szybkiego transportu, zasilanych i nie zasila-nych,

- B-II category bogies designed for inner and outer suburban passenger vehicles, motor and trailed ones;

- B-III category bogies designed for underground and rapid transit stock, energized and non-energized;

- B-IV category bogies designed for limited-load rail vehicles and trams;

- B-V category bogies designed for freight cars with single-stage suspension;

- B-VI category bogies designed for freight cars with double-stage suspension;

- B-VII category bogies designed for the locomotives.

Table 1. Possible variants of the boogie specification [1, 4, 7, 13]

53


- Wózki kategorii B-IV do lekkich pojazdów szynowych i tramwajów,

- Wózki typu B-V do taboru towarowego z jednostopniowymi usprężynowaniem,

- Wózki typu B-VI do taboru towarowego z dwustopniowymi usprężynowaniem,

- Wózki jezdne kategorii B-VII do lokomotyw.

4. SZTYWNOŚĆ RAMY WÓZKA JAKO ISTOTNY PARAMETR KONSTRUKCJI

Ramy wózka w starszych typach pojazdów ce-chowały się dużą sztywnością. Podstawą tego roz-wiązania była potrzeba wygaszania każdego wzbu-dzenia układu musiało w głównym stopniu poprzez elementy usprężynowania. Zmiana konstrukcji ramy wózka na bardziej podatną spowodowała częściowe przejęcie tego zadania przez podatność samej ramy.

W procesie doboru parametrów usprężynowania pojazdu szynowego najważniejszymi kryteriami jest uzyskanie stabilności jazdy i wysokiego komfortu. Najistotniejsze są dwa parametry usprężynowania. Pierwszym z nich jest sprężystość. Związana jest ona z elementami sprężystymi takimi jak sprężyny pió-rowe, śrubowe czy miechy pneumatyczne. Zapew-niają one progresywną siłę oporu, która rośnie wraz z ugięciem sprężyny. Drugi parametr to tłumienność, który w układach usprężynowania uzyskiwany jest poprzez elementy nazywane tłumikami. Odpowie-dzialne są one za pochłanianie energii drgań zawie-szenia, a siła oporu zależna jest od prędkości ugięcia. Należy pamiętać, że sprężyny posiadają wewnętrzną tłumienność. Dla przykładu w sprężynach śrubowych jest pomijalnie mała, a w sprężynach piórowych jest na tyle duża, że w niektórych wózkach stanowi jedy-ny element tłumiący. Tłumiki posiadają wewnętrzną sprężystość, lecz w wielu modelach z racji niewiel-kiej wartości jest ona pomijana.

Wózek musi być zaprojektowany z uwzględnie-niem normy EN 13749 [10, 16]. Norma uwzględnia obciążenia powodowane przez:

-ciężar pojazdu, w tym jego ładunek, -przemieszczanie ładunku, -nierówności toru, -jazdę w łukach, -przyspieszenie i hamowanie, -załadunek (wagonów towarowych), -drobne wykolejenia, -pracę zderzaków, -ekstremalne warunki środowiskowe, -warunki awarii (np. moment obrotowy zwarcia silnika), -sytuacje konserwacji / utrzymania (np. podno-szenie i unoszenie pojazdu). Spośród nich można wyróżnić nierówności toru, a

szczególnie wichrowatości toru. Inne siły przykłada-ne do ramy wózka, które należy poddać analizie to:

-siły bezwładności wynikające z mas przyczepio-nych do ramy wózka,

3. TYPES OF THE BOOGIE FRAMES OF RAIL VEHICLES

The frame is the main part of the bogie. It is an intermediate element between the wheelset and the body. The frame is usually elastically suspended on the wheelsets, while the vehicle body is most often suspended on it via the secondary suspension. The type of the bogie frame significantly affects the strength of the structural elements of the vehicle. The strength tests are carried out with consideration of the forces acting on the vehicle that result from its dynamic load caused by vehicle interaction with the track and the forces resulting from the braking and traction systems (provided they are bogie mounted) [15]. The bogie frame design depends also on the production technology and its subsequent operation (the type of its linkage with the vehicle body, bogie suspension stages, etc.). The bogie frames of a rail vehicle can be classified with regard to:

- the type of connection to the vehicle body (e.g. rigid, flexible or with a free beam);

- production technology (e.g. welded, casted, riveted, etc.);

- frame position with respect to the wheels (e.g. internal or external);

- the design of the elements it is made of (e.g. box construction, tubular profiles, flat profiles, etc.);

- the design type (e.g. open frame, singly or doubly closed , etc.);

- occurrence of the headstock; - shape of the frame area (flat or spatial) [4, 7].

The bogie frame structure may also be classified with regard to occurrence of a free-beam: with or without the free-beam [3]. The bogies equipped with a free-beam can be divided into:

- a bogie provided with a bogie bolster; - a bogie provided with a free-beam with

secondary suspension located above the beam; - a bogie provided with a free-beam with

secondary suspension located below the beam. An interesting construction is the Jacobs bogie. In this case two neighbouring vehicle bodies rest on a single bogie frame. This allows to reduce the number of the bogies of the whole vehicle. Nevertheless, such a solution shortens the length of the vehicle unit by the space that in the classic system is located between the front of the unit and the bogie [6].

4. STIFFNESS OF THE TROLLEY FRAME AS AN IMPORTANT STRUCTURAL PARA-METER

The bogie frames of older types were distinguished by high stiffness. Such a design was due to the need to extinguish the excitations of the system caused mainly by the suspension. The change to more flexible bogie frame design caused that the frame

54


-siły bezwładności spowodowane masami przy-mocowanymi do maźnicy (masa nieresorowana), -siły dynamiczne wynikające z pracy tłumików, -siły dynamiczne wynikające z pracy układu ha-mulcowego, -siły dynamiczne wynikające z pracy silnika trak-cyjnego, -siły dynamiczne wynikające z pracy systemu wychylnego pudła [6,10]. Podczas procesu projektowania nie analizuje się,

czy zmiana charakterystyki zawieszenia ma wpływ na ramę wózka (podczas testów uwzględnia się tylko siła przenoszona przez tłumik).

Zwichrowany tor znacznie obciąża sztywne ramy wózka. Ramy podatne dostosowują się do wichrowa-tości toru. Oznacza to, iż występują konstrukcje ra-my wózka, które są odporne na obciążenia spowo-dowane wichrowatością. Rama wózka są obecnie opracowywane w celu wykorzystania ich podatności, aby zapewnić lepszą warunki biegowe na torze kole-jowym.

Nowoczesne ramy wózków są bardziej elastycz-ne, niż starsze konstrukcje. Przykładem są konstruk-cje pozbawione czołownic. Dzisiaj stają się one stan-dardem.

Ramy tego typu wymagają jednak właściwego zaprojektowania, aby w węzły w miejscach, gdzie dochodzi do największych odkształceń, spełnione były warunki wytrzymałościowe i zmęczeniowe. Przykład podatnej ramy wózka lokomotywy na tor zwichrowany jest rozwiązanie pokazane na rysunku 3.

flexibility partially fulfilled the role of vibration damping. The most important criteria for selecting the parameters of the rail vehicle suspension are running stability and high comfort. The most meaningful are two parameters. The first one is elasticity. It is caused by the elastic elements such as laminated springs, coil springs and air bellows. They provide a progressive resistance force, increasing with deflection of the elastic element. The other parameter is attenuation, ensured in the suspension systems by the dampers. They absorb the energy of suspension vibration. The force exerted by the damper depends on the speed of deflection. It should be noticed that the springs have their own damping properties. In case of the coil springs it is negligibly small, while in the laminated springs it is so large that in some bogie types they are the only damping elements. The dampers have also their own elasticity, nonetheless, it is usually ignored due to its small value. The bogie must be designed with consideration of the EN 13749 standard [15]. The standard takes into account the loads caused by:

− the weight of the vehicle, inclusive of its load;

− relocation of the cargo; − track unevenness; − running at track curve; − acceleration and braking; − loading (of the freight wagons); − minor derailments; − bumper work; − extreme environmental conditions; − failure conditions (e.g. short-circuit torque of

the engine); − maintenance situations (e.g. lifting of the

vehicle). Among them, unevenness of the track can be mentioned, with special emphasis put on track distortion. The other forces acting on the bogie frame that should be considered are:

− inertial forces due to the masses attached to the bogie frame;

− inertial forces due to the masses attached to the axle-bearing (non-suspended mass);

− dynamic forces caused by operation of the dampers;

− dynamic forces caused by operation of the braking system;

− dynamic forces caused by operation of the traction motor;

− dynamic forces caused by operation of the vehicle body tilting system [14].

While designing the bogie frame it is not decided whether the change in the suspension characteristics affects it (since during the tests only the force transmitted through the damper is considered).

Fig. 3. Design of a locomotive bogie frame adapted to a dis-torted track

Rys. 3. Konstrukcja ramy wózka lokomotywy podatnej na tor wichrowaty

55


Distorted track induces significant forces acting on rigid bogie. On the other hand, the flexible bogie frames are able to adapt to a distorted track. It means that some bogie frame designs are resistant to distorted track. At present such bogie frames are being developed the flexibility of which may provide better running conditions on the railway track. Modern bogie frames are more flexible than the older constructions. As an example the constructions without headstocks might be mentioned. To-day they are becoming a standard. However, the frames of this type should be properly designed, with a view to meet the stress and fatigue conditions in the locations of the greatest deformations. An example of a locomotive bogie frame adapted to a distorted track is shown in Figure 3.

Pokazana rama wózka ma bardzo elastyczną bel-kę poprzeczną, dzięki której pojazd może poruszać się z prędkością do 120 km/h po torze o dopuszczal-nej wichrowatości.

Pojazd ze sprężystym prowadzeniem zestawu ko-łowego podatny jest na wężykowanie, a nawet oscy-lacje wężykowania, które mogą występować na róż-nych poziomach w całym zespole. W przypadku wózka prędkość krytyczna, przy której rozpoczynają się oscylacje, ograniczona jest przez dwa czynniki:

- sztywność na ścinanie lub odporność na względne boczne przemieszczenie osi,

- sztywność zginania lub odporność na względ-ne odchylenie między dwoma zestawami ko-łowymi.

Bardziej sztywne sprężyny usprężynowania pierwszego stopnia powodują większą stabilność podczas ruchu wózka i dzięki czemu będzie on je-chać szybciej, zanim osiągnie swoją prędkość kry-tyczną .

Można to zinterpretować w bardziej praktyczny sposób: dla powstrzymania wężykowania, każdy zestaw kołowy musi być tak unieruchomiony, aby nie był podatny na odchylenie i na ruch boczny względem ramy wózka.

Podczas jazdy w łuku wymagania dotyczące sztywności uspreżynowania są odwrotnie. Podatność skrętna uspreżynowania przy niewielkich obrotach zestawu kołowego, pozwala na obrót zestawu koło-wego co ułatwia dostosowanie się pojazdu do łuku. Dodatkowo mniejsza sztywności uspreżynowania I stopnia, pozwala na przemieszczenie wzdłużne ze-stawu kołowego co zmniejsza zużycie podczas prze-jazdu przez łuk toru oraz lepsze pokonywanie nie-równości poprzecznych toru. Podatność ta jest waż-na, ponieważ każdy pojazd szynowy może mieć kil-ka różnych rodzajów niestabilności, z których każdy powstaje przy innej krytycznej prędkości.

Analiza tych zjawisk jest niezbędna, aby znaleźć możliwy kompromis pomiędzy stabilnością jazdy po torze prostym, a podatnością poprawiającą warunki ruchu podczas jazdy w łuku oraz na nierównościach toru. Analizy takie wymagają zarówno wykorzysta-nie pakietów symulacji komputerowych, jak i ich walidacji w warunkach poligonowych.

Modele fizyczne przyjęte w tego typu takich ana-lizach powinny uwzględniać zarówno elementy sprę-żyste i tłumiące jak i wewnętrzną tłumienność i sprę-żystość samej ramy wózka [17].

The bogie frame is provided with a very flexible cross-bar, that enables the vehicle to run up to 120 km/h on a track of allowable distortion. The vehicle with the elastic axle–guidance is susceptible to hunting and even to hunting oscillation that may arise at various levels in the whole object. In case of a bogie, the critical speed at which the oscillation starts, is limited by two factors:

− shear stiffness or resistance to relative lateral displacement of the axis,

− bending stiffness or resistance to relative deviation between two wheelsets.

More rigid suspension springs of the primary suspension result in better stability of the bogie motion. In consequence, it may run faster before reaching its critical speed. This can be explained in a more practical way: each wheelset, in order to suppress the hunting, must be so fixed as to become resistant to deviation and lateral motion with regard to the bogie frame. On the other hand, while running round a curve, the requirements for the wheelsets are exactly the opposite. Low torsional stiffness is required at small revolutions of the wheelset, so as to enable easy rotation of the axles with a view to accommodate to the curve and low lateral stiffness, to allow for easy motion of the axles from one side to another on the curve or unevenness of the track. Such a flexibility is important since in each vehicle several various instability types may occur, each of them arising at various critical speeds. The analysis of these phenomena is necessary in order to find a compromise between the running stability on a straight track and flexibility improving the running conditions round the curve and on uneven track. Such analyzes require both the use of computer simulation packages and their validation in field conditions. Physical models adopted in these analyzes should take into account both the elastic and damping

5. WNIOSKI Wózki są integralną częścią nowoczesnych po-

jazdów szynowych wszystkich typów. Ich głównym elementem konstrukcyjnym są ramy. Struktura ramy wózka zależy od wielu czynników. Konstrukcja ra-my wózka ma wpływ na własności biegowe pojazdu.

56


elements as well as the internal attenuation and elasticity of the bogie frame itself.

Ze względu na wpływ wielu czynników kształtu-jących konstrukcję ramy wózka, trudno jest stworzyć koncepcję ram wózków. Jednak możliwe jest wyod-rębnienie parametru konstrukcyjnych mających wpływ na kształt ramy wózka takich jak rodzaj usprężynowania I i II stopnia, prowadzenie zestawu kołowego, sposób przeniesienia sił wzdłużnych oraz inne.

Sztywność ramy wózka jest parametrem wpływa-jącym na zachowanie wózka ja o całego pojazdu. Uwzględnianie sztywności ramy wózkach w anali-zach pozwala na lepsze zaprojektowanie zawieszenia pojazdu. W drugą stronę uwzględnienie wpływu elementów zawieszenia na ramę wózka pozwala na otrzymaniu dokładniejszego modelu, co powoli na taki jej kształtowanie aby zmniejszeniu uległa jej masa własna.

Dobór kształtu ramy oraz elementów sprężystych i tłumiących w wzajemnej korelacji pozwala na two-rzenie pojazdu na tory o niskiej jakości (z znacznym nierównościami).

Należy jednak pamiętać, że takie działania są od-powiedzią na zły stan infrastruktury i w dłuższym okresie czasu bardziej opłacalne będzie poprawa stanu infrastruktury, a nie budowa pojazdów mogą-cych się poruszać po torach o niedopuszczalnej jako-ści. Pojazdy będą się poruszać po niej z ograniczoną prędkością, a siły powstające na styku koła z szyną toru będą generować znaczne zużycia zarówno tabo-ru, jak i infrastruktury.

Badania zrealizowano w ramach projektu ba-dawczego nr 05/52/DSMK/0286 oraz P05/52/ DSPB/0277, finansowanego ze środków Wydziału Inżynierii Transportu Politechniki Poznańskiej.

5. CONCLUSIONS The bogie is an integral part of modern rail vehicle of any type. The main structural element of the bogie is its frame. The structure of the bogie frame depends on many factors. The construction of the bogie frame affects running properties of the vehicle. The effect of many factors shaping the frame structure impedes to create a uniform concept of the bogie frame. Nevertheless, some design parameters may be distinguished that affect the shape of the bogie frame, e.g. the type of the primary and secondary suspension, axle–guidance, the way of transmission of longitudinal forces etc. Stiffness of the bogie frame has an impact on the bogie and the behavior of the entire vehicle. Consideration of the bogie frame stiffness allows better to design the vehicle suspension. On the other hand, the account of influence of the suspension elements on the bogie frame allows to develop a more accurate model, enabling such shaping of the bogie as to reduce its weight. The correlation between the frame shape and the bogie elastic and damping elements allows to develop a vehicle adapted to low-quality tracks (of significant unevenness). However, it should be noticed that such an approach is caused by poor condition of the infrastructure. Meanwhile, in longer term perspective the improvement of the infrastructure quality instead of designing the vehicles able to run on unacceptable tracks is more cost-effective. Such vehicles would run with limited speed and, at the same time, the forces arising at the wheel-rail interface would cause significant wear both of the rolling stock and the infrastructure.

[1] Andersson E., Berg M., Stichel S., (2014) Rail Vehicle Dynamics, Centre of Research and Education in Railway Engineering, Railway Group KTH, Sztokholm.

[2] Claus, H., Schielen, W., Modeling and simulation of railway bogie structural vibrations [3] Coupled single-axle running gears - new radial steering design Development of Shinkansen Bogies for Speed Increases [4] Gąsowski W. (1988), Wagony kolejowe Konstrukcja i badania, Wydawnictwo Komunikacji i łączności, Warszawa. [5] Grote, K. H., Antonsson, E. K. (2009). Springer handbook of mechanical engineering (Vol. 10), Springer Science & Business

Media, s. 1025-1026. [6] Hecht, M., (2001), European freight vehicle running gear: today’s position and future demands, [7] Kortüm, W, Jaschinski A mechatronic developments for railway vehicles of the future [8] Okamoto I. (1998), How bogies work, Railway, Technology Today, 5. [9] Orlova, A and Boronenko, Y (2006) The anatomy of railway vehicle running gear. In Iwnicki, S (editor), Handbook of railway

vehicle dynamics, Boca Raton: CRC Press, s.39-83 [10] Podamski, J., Marczewski R. (1980), Wózki wagonowe, Wydawnictwo Komunikacji i Łączności, Warszawa. [11] Romaniszyn, Z. (2005), Podwozia wózkowe pojazdów szynowych, Wydawnictwo Politechniki Krakowskiej, Kraków. [12] Sobaś, M., (2014), Zawieszenie i układy biegowe wagonów towarowych, Instytut Pojazdów Szynowych „Tabor”, Poznań [13] Spiryagin M., Wolfs P., Cole C., Spiryagin V., Sun Y. Q., McSweeney T., Design and Simulation of Heavy Haul Locomotives and

Trains, CRS Press, 2017. [14] Mancini, G., & Cera, A. (2008). Design of railway bogies in compliance with new EN 13749 European standard. In Proceedings

of WCRR (Vol. 2008). [15] EN, B. S. "13749: 2005." Railway applications-Method of specifying structural requirements of bogie frame, IS. [16] Komisji, D. (2011). 18/UE z dnia 1 marca 2011 r. zmieniająca załączniki II, V i VI do dyrektywy Parlamentu Europejskiego i

Rady 2008/57/WE w sprawie interoperacyjności systemu kolei we Wspólnocie. Dz. Urz. UE L57 z dnia, 2, 2011. [17] https://www.railengineer.uk/2015/09/01/freight-train-of-the-future/ [Dostęp: 01.10.2018]


57

stress state in the tapered beam bending – analytical and … · 2019-09-02 · prismatic beams...

Documents