Running safety of a railway vehicle in the presence of random track irregularities

Transkrypt

1 dr inż. Ewa Kardas - Cinal Politechnika Warszawska Running safety of a railway vehicle in the presence of random track irregularities The paper presents the author s investigations on dynamics of a railway vehicle, especially the effect of various factors on the running safety. The applied simulation methods used for analysis of running safety are in agreement the technical standards UIC 518 and EN The numerical simulations are performed for non-linear model of railway vehicle (a passenger car) moving along a tangent track with lateral and vertical geometrical irregularities of random character. The obtained results are used to study how the derailment coefficient is affected by the ride velocity, the parameters of the primary and secondary vehicle suspension, the wear of wheel and rail profiles as well as the track condition. The investigation of running safety is further enhanced by performing the spectral analysis of the dynamical responses of the railway vehicle-track system. It is found that there is a direct relation between the obtained power spectral density (PSD) of the derailment coefficient and the PSD of the lateral and angular wheelset displacements showing the characteristic oscillations due to the wheelset hunting. Finally, the paper presents the results of the statistical analysis of local track geometrical irregularities occurring in the vicinity of the track points where the derailment coefficient attains large values. 1. Introduction Running safety is the key element in the analysis of the railway vehicle dynamics and it has to be taken into account in modeling and assessment of the vehicle running behavior. The main objective in assuring the high level of running safety is preventing derailment of a railway vehicle which occurs when the wheels run off the rails. The derailment can be the result of various, sometimes very complicated, conditions which lead to the lost of the lateral guidance, provided by the track during the normal vehicle operation. The four main causes of derailments are: wheel flange climb, gauge widening, rail rollover and track panel shift as it is pointed out in the review [26] by Wu and Wilson in [8]. The dynamical conditions leading to wheel flange climbing over the rail and the resultant derailment are related to the forces at the wheel/rail contact according to the Nadal criterion proposed in the end of the 19 th century [20]. This criterion amended with more contemporary modifications [4,9,10,17,18,23,25,27,29] is still used to assess risk of flange climb derailment in the current regulations [5,7,19,24] applied for testing running safety and approval of railway vehicles. These technical standards include the UIC 518 code [24] and the European standard EN [5], which are applied in the present study of running safety related to derailment by flange climbing. Investigations of the dynamics of a railway vehicle and the assessment of running safety can be nowadays performed reliably with the aid of the computer simulations [1-3,6,12-17,22,29] based on a realistic model of a railway vehicle/track system which includes non-linear wheelset/track geometry constraints as well as nonlinear dependence of the forces at the wheel-rail contact on the creepages [21]. In the present paper, numerical simulations based on a non-linear model of railway vehicle are used to determine the motion of a passenger car along a tangent track with random (stochastic) geometrical irregularities. The main objective of these investigations is comparison how various factors, like ride velocity, suspension parameters and track irregularities, affect the running safety and the ride comfort. The methods used in the technical standards are enhanced by performing the spectral analyses as well as statistical analysis of derailment coefficient and track geometrical irregularities with the objective to established the mutual relation between them. 2. Railway vehicle-track model The performed numerical simulations are done for a railway vehicle moving at constant speed v along a stiff, tangent track. The applied non-linear model of a 1

2 railway vehicle consists of seven rigid bodies: the car body, two bogie frames, and four wheelsets (27 degrees of freedom) [3,12-16]. The primary and secondary vehicle s suspensions are assumed to have linear characteristics. The stiffness constants and damping coefficients as well as masses and inertia moments of the car body, bogies and wheelsets correspond to a passenger car [28]. The forces at the wheel/rail contact are determined with the FASTSIM algorithm developed by Kalker within the simplified non-linear theory of contact [11]. The nominal nonlinear wheel (ORE S1002) and rail (UIC 60) profiles as well as worn profiles of various degree of wear are considered. The model includes the geometrical track irregularities represented by lateral and vertical track deviations y w ( x), z w ( x ), variable gauge 2 l0( x ) and superelevation h w ( x ). These parameters are random quantities which vary with position x along the track and are treated as stationary and ergodic stochastic processes. The realizations of the track irregularities are directly included into the equations of motion. These equations are solved numerically to find the coordinates y() t = ( y1, y2, K, y27) describing the positions and rotations of all vehicle elements during the vehicle motion over a long track section of the length L. The realizations of the track irregularities (see Fig. 1) applied in simulations, i.e., y w ( x), z w ( x ), 2 l0( x ), h w ( x ) have the length of 4000m and their respective standard deviations are equal to σ yw = 0.003m, σ zw = m, σ 2l = m, σ h w = rad ; the corresponding power spectral densities are shown in [3,14] Fig. 1. Lateral ( y w ) and vertical ( z w ) track irregularities used in the simulations (data for the initial 500 m track section are shown) 3. Assesment of running safety As it has already been mentioned in the introduction, there are several causes of the derailment of a railway vehicle. One of the main scenarios of derailment is realised when during the vehicle motion a large lateral force acting on a wheelset leads to the wheel flange contact with the rail as a result flange climbs up the rail rapidly (especially after the flange angle attains its maximum value) and the wheelset derails. The occurrence of the flange climb derailment is related to the ratio Y / Q of the lateral to vertical force components at the wheel-rail contact, see Fig.2. This force ratio is usually called the derailment coefficient. N Q γ F Y Y = Fcosγ + Nsinγ = Y + Y (1) cos Q = Fsinγ + Ncosγ = Q + Q (2) Fig.2. Force components at a wheel/rail contact: lateral (Y ) and vertical ( Q ), normal force ( N ) and lateral rolling-friction force ( F ). The condition of the saturated friction force (depending on the friction coefficient µ ) leads to the Nadal criterion [24]: sin sin cos Y Q tg δ -µ < (3) 1 + µ tg δ which gives the maximum value of Y / Q calculated for the maximum flange contact angle δ. This criterion is easy to implement and it is widely used for assessment of the safety against derailment. In particular, the Nadal criterion - in a modified form - is applied to assess the risk of flange climb derailment in the UIC 518 code [24] and European standard EN14363 [5] used for testing and approval of railway vehicles. The main modification adopted in these two standards is the requirement that the ratio Y / Q exceeds the assumed critical value of 0.8 over a 2m track interval. This is done because derailment can actually take place only if the ratio Y / Qexceeds the limit value for a sufficiently long time interval as it was concluded in the studies of Japanese National Railways (JNR) and General Motors Electromotive 2

3 Division (EMD). The condition of minimum Y / Q duration is also imposed in other regulations regarding the running safety that are used for certification and testing of railway vehicles by Association of American RailRoads (AAR) [19] and the Federal Railroad Administration (FRA), U.S.[7]. The risk of wheel climb derailment also strongly depends on the wheelset angle of attack ψ so that the actual derailment occurs at the original Nadal s value of Y / Q only for sufficiently large ψ [4]. Therefore, Elkins and Wu [4] proposed the increased Y / Q limit value for angle of attack ψ smaller than 5 mrad. This conclusion was confirmed in the report [27] which proposed bi-parameter expressions for the flange climb distance as a function of both ψ and Y / Q. Another extension of the Nadal criterion is the Weinstock criterion [25] which sets a maximum value for the sum of the Y / Q ratios for both wheels on the same axle instead the single ratio Y / Q for flanging wheel only. It is less conservative and regarded to be more accurate than the Nadal criterion, but it is not so widely applied. The assessment of safety against derailment in the present work is performed according to the UIC Code 518 and the EN standards. In the first step, the ratio Y / Q obtained from simulations is averaged at each track point x over the surrounding 2m track section (window) [ x 1m, x+ 1m ]. This is done to satisfy the discussed requirement of minimum flange climb distance necessary for derailment. Thus, the running average ( Y / Q ) is calculated. 2m The percentile value ( Y / Q ) 2 m for various ride velocities v Next, the percentile value ( Y / Q ) 2 m is found following the UIC recommendations. The obtained values ( Y / Q ) 2 m have been compared to the limit value 0.8 adopted in the standards [5,24]. This method of assessment of safety against derailment - described in more detail in [13,15] - is presented schematically in Fig Running safety effect of speed, suspension and track irregularities On the basis of the simulation studies [12-15], it can be concluded that the values of ( Y / Q ) 2m : grow with the increase of the ride velocity but they do not exceed the limit value 0.8 for the investigated speeds in the interval from 80 to 200 km/h (see Table1), grow with the increasing amplitude of the lateral irregularities, while the effect of the vertical irregularities is practically negligible (see Table 2), are practically identical for the front and rear bogies, and significantly larger for the leading wheelset than for the trailing one. The effect of various suspension parameters on safety against derailment has been investigated in the work [12] and the results are summarized in Table 3. Table 1 bogie wheelset v =80 km/h v =120 km/h v =160 km/h v =200 km/h front/rear leading trailing Table 2 The percentile value ( Y / Q ) 2 m for various amplitudes of the lateral y w and vertical z w track irregularities; ride velocity v=160 km/h bogie front/ rear wheelset w= zw,exp zw= zw,exp yw= yw,exp yw= yw,exp realization) y w,exp, w,exp yw= 2 yw,exp yw= 3yw,exp zw= 2zw,exp zw= 3zw,exp (experimental z leading trailing Y / Q ( Y / Q) 2 m FY ( / Q) 2 m ( Y / Q) 0.8 2m simulation results running average with the 2m window probability distribution function percentile value Fig.3. Evaluation of safety against derailment according to UIC Code 518 [12] - the illustration of its consecutive steps based on the simulation results. 3

4 Table 3 Values of ( Y / Q ) 2 m for various values of the suspension stiffness and damping parameters: c ny, k nz, c zz and k zy ; v =160 km/h bogie w heelset c ny = 0 kns/m c ny = 10 kns/m c ny = 20 kns/m (nom inal value) front/rear leading trailing bogie w heelset k nz =200 kn/m k nz = 414 kn/m (nom inal value) front/rear k nz = 600 kn/m leading trailing bogie w heelset c zz = 0 kns/m c zz = 85 kns/m (nom inal value) front/rear c zz =200 kns/m leading trailing bogie w heelset k = 1000 kn/m zy k = 1962 kn/m zy k = 4000 kn/m zy (nom inal value) front/rear leading trailing The obtained results show that the changes of stiffness constants and damping coefficients usually affect the values of ( Y / Q ) 2m weakly, especially for the leading wheelset, while the effect for the trailing wheelset is slightly stronger. The important exception from this general rule is the breakdown of the damper in the vertical primary suspension ( c zz = 0) which leads to a large increase of ( Y / Q ) 2m for all wheelsets even to doubling this value for the trailing wheelsets). On the other hand, the change of the damping coefficient in the lateral secondary suspension (even c ny = 0 ) modifies ( Y / Q ) 2m very slighty, by less than 10% Based on the obtained results presented in tables 1-3, it can be concluded that the values of ( Y / Q ) 2m are practically identical for the front and rear bogies, and significantly larger for the leading wheelset than for the trailing one. The only exception is the case of c zz = 0 when the values of ( Y / Q ) 2m are only slightly larger for the leading wheelset than for the trailing one. 5. Effect of wheel and rail profile wear and track condition Several further simulation tests have been done with objective is to study the effect of factors on the running safety defined with the safety against derailment criterion discussed in the previous section. 4 The following factors have been investigated: different rail and wheel profiles (nominal and worn), track sections with different quality (QN1, QN2), ride velocity (for every case of considered profiles and track sections). In the performed simulations three different pairs of wheel and rail profiles have been applied: a pair of the nominal S1002 (wheel) and UIC60 (rail) profiles and two pairs of the worn S1002 and UIC60 profiles with medium and strong degree of wear. The applied nominal and worn wheel and rail profiles are shown in Ref.[3]. Simulation tests used in the running safety studies are done for two sections of straight track with different quality: QN1, QN2. The respective standard deviations of track irregularities are given in the Table 4. The standard deviations are larger for the QN2 section than for the QN1 section for every component of track irregularities. In simulation tests, the values of Y / Q for leading and trailing wheelsets of front and rear boogies have been obtained for both track sections, three pairs of wheel/rail profiles and several ride velocities v. For each case the values ( Y / Q ) 2 m are then calculated from the simulation results Y / Q as explained in Section 3. The dependence of the obtained ( Y / Q ) 2 m on the wear of wheel and rail profiles, track quality, and ride velocity v, is analyzed in the cumulative plot

5 shown in Fig.3, for leading wheelset. These results show that the effect of the considered factors on the running safety is not always easily predictable and interplay between different factors can take place. First, it is found that the value of ( Y / Q ) 2 m grows with v for most investigated running conditions. It confirms the well-known fact that the ride velocity v is an essential factor in running safety which decreases with the increase of v. Table 4. Standard deviations of track geometric deviations of alignment y w, level z w, gauge 2 l and cant h w for the QN1 and QN2 track sections used in simulations Track irregularity y w [m] z w 2 l[m] h w [m] Track section QN QN Fig 3. The percentile value ( Y / Q ) 2 m for the leading wheelset of front/rear boogie for various rail and wheel profiles, track conditions (QN1 and QN2) and ride velocities v. The track quality is another key factor which affects the running safety. For all considered wheel/rail profiles and ride velocities, the obtained values of ( Y / Q ) 2 m are usually much larger for the QN track section than for the QN1 section and the effect of track quality becomes stronger for high ride velocities. The influence of the wheel and rail profile wear is more complex. It is found on the basis of simulations that in most cases the ratio Y / Q tends to decrease for strongly worn wheel and rail profiles in comparison to nominal profiles. It is the result of a better match between the worn wheel and rail profiles than nominal ones. The dependence on the profile wear is more pronounced for higher ride velocities and track sections with poorer quality (e.g. QN2). In conclusion, the running safety of railway vehicle is strongly affected by both track quality and degree of wheel/rail profile wear. However, this effect is diverse for different wheelsets and ride velocities. 6. Spectral analysis of derailment coefficient The lateral (Y) and vertical (Q) forces at wheel/rail contact in the simulation are the system s dynamic responses to the perturbation induced by the random track irregularities. Thus, the ratio Y / Q can be treated as a stationary and ergodic stochastic process which contains component oscillations with various frequencies and random phases. Its spectral composition is analyzed with the power spectral density (PSD) determined numerically from the signal Y / Q. This is done with Welch s modified periodogram method in which a long track section (0, L ) is split ( m) ( m) up into partly overlapping segments ( o, k ) ( m) ( m) ( m) k ( m) 2 i2π f x y ( ) ( ) L L ( m) o L L of the same length L= Lk Lo. The Fourier transform of a function yx ( ) = yvt ( ) is then computed for ( m) ( m) each of the M segments ( Lo, L k ) and a given spatial frequency f: 2 L S f = y x e dx, (4) where m = 1, 2,, M. The estimator of the power spectral density Sy ( f ) for the whole track section is found as the following arithmetic mean M 1 ( m) S ( f) = S ( f) (5) y M m = 1 The numerical PSD calculations based on the above method are performed with the aid the pspect procedure from the SCILAB package. Fig.4. Power spectral density of (a) lateral track irregularities and (b) local superelevation h w y y w 5

6 The investigated PSD, SY/ Q( f ) of the derailment coefficient has been computed from Y / Q obtained in the simulations over a 4000 m track section. The PSD of the track irregularities (lateral and superelevation) are shown in Fig. 4. It is found that the obtained PSD are nearly identical for the leading wheelsets of the front and rear bogie. The same is true for the two trailing wheelsets. However, the spectral distribution of SY / Q( f ) is significantly different for the leading wheelset than for the trailing one. The PSD of Y / Q in the leading wheelset has three main peaks with maxima at frequencies f m, f m,and f3 2 f m ; see Fig. 5. In the case of the trailing wheelset, the function SY/ Q( f ) is concentrated within the spatial 1 1 frequency interval 0.06 m f 0.18 m and it 1 attains the maximum for f m ; see Fig. 5. The peak positions at spatial frequencies f 1, f 2, f 3 do not change when the ride velocity increases or if the amplitudes of track irregularities become larger. However, the magnitude of SY / Q( f ) grows with increasing ride velocity v in the whole range of the spatial frequencies f, particularly strongly near f = f 2. This corresponds to the increase of standard deviation σ Y/ Q of Y / Q (see Table 5) which can be expressed with the integral of the function SY/ Q( f ) over f. Similarly as the percentile values ( Y / Q ) 2 m, the standard deviation σ Y/ Qis larger for the leading wheelset than for the trailing one despite the fact that the peak values of SY/ Q( f ) at f = f 2 are significantly larger for the trailing wheelset. By comparing the density SY / Q( f ) with the power spectral densities of track irregularities, it is found [18] that the Y / Q component waves with the spatial frequencies at f = f1 are induced by the dominating component waves in the lateral and vertical track irregularities yw, z w which disturb the railway vehicle motion. The Y / Q PSD peak at f = f2 originates from wheelset hunting. This conclusion is reached by comparing the obtained SY/ Q( f ) with the PSD of the lateral displacement y y and yaw Standard deviation σ of Y / w S(Y/Q) [ ] S(Y/Q) [ ] f [1/m] f [1/m] v=200 v= Fig. 5. Power spectral density of Y/Q for the (a) leading and (b) trailing wheelsets (left wheel) of the rear boogie; v = 200km/h. rotation angle ψ ψw of a wheelset with the respect to the track [14]. The third peak f 3 corresponds to the doubled frequency f 2. The origin of the peak at f = f3 2 f2, is investigated by analyzing the components of the lateral contact force Y = Ycos + Ysin given by Eq.(1), see Fig.1. First, it is found that while wheelset displacements y = y yw and ψ = ψ ψw have quasisinusoidal dependence on time t during the wheelset hunting, the time dependence of the flange angle γ at the point of the wheel/rail contact is not given by a similar smooth function of t, though the function γ () t has the same periodicity as y ( t) and ψ ( t). This is related to the non-linear dependence of γ = γ( y, ψ ) which results in large flange angle γ at maximum lateral displacements y of the wheelset during hunting. This non-linearity generates secondharmonic terms in the function γ ( t) and, consequently, in the forces components Y cos = Fcosγ, Ysin = Nsin γ. This leads to peaks at f = 2 f2 in the power spectral densities of the derailment coefficient Table 5 Q for leading and trailing wheelsets (left wheel) of the front boogie for various ride velocities v 6

7 of Y / Q. Thus the occurrence of the peak at the doubled hunting frequency in the PSD of Y / Q is shown to be the result of the strongly non-linear dependence of the wheel flange angle at the wheel/rail contact point on the wheelset displacement with respect to the track. The important additional factor that facilitates the emergence of the Y / Q oscillations with double hunting frequency the leading wheelset is the significant difference between the oscillation phases of the two components ( F cosγ, N sinγ ) of lateral contact force Y : one proportional to the normal load N and the other - to transverse tangent contact force F, dependent on creepages at the wheel/rail contact. The difference between the phases of the two lateral contact force components is found to be much smaller for the trailing wheelset which explains the absence of the f = 2 f2 peak in the corresponding PSD of Y / Q. Such phase differences between the oscillations of the two contact force components are shown to be closely related to the phase shift between the oscillations of the lateral wheelset displacement (with respect to the track) and of the yaw angle (angle of attack) due to wheelset hunting. This phase shift is found to be significantly smaller for the leading wheelset than for the trailing one when the railway vehicle negotiates geometrical irregularities during its motion along the track. It is also found that the spectral distribution of the derailment coefficient depends strongly on the lateral stiffness and vertical damping in the primary suspension, as well as on track condition (geometrical irregularities) however its characteristic shape with one or three peaks remains unchanged. The magnitude of SY/ Q( f ) grows at each of three peak frequencies f = f1, f2, f3 if the lateral stiffness in the primary suspension is reduced; see Fig. 6. The failure of the vertical damper in the primary suspension leads to a three-fold increase of the peak value SY/ Q( f ) at f = f 2 while other PSD peaks are much less affected. It has been shown [14] that the characteristic threepeak structure of SY/ Q( f ) exists for the leading wheelset and the third peak is absent for the trailing wheelset for track sections with significantly different track irregularities. a) S(Y/Q) [ ] f [1/m] v=160 b) c) d) S(Y/Q) [ ] S(Y/Q) [ ] S(Y/Q) [ ] f [1/m] f [1/m] v=160 v= f [1/m] v=160 Fig. 6. Power spectral density of Y/Q the (a,c) leading and (b,d) trailing wheelsets (left wheel) of the front boogie for modified parameters of the primary suspension: (a,b) lateral stiffness constant (per wheelset) 1000 kn/m (nominal value 1962 kn/m), (c,d) zero vertical damping (damper failure). The relation of wheelset hunting to track condition is analyzed by simulations of the vehicle motion for track irregularities with oscillations from various spatial frequency ranges obtained by applying a band-pass filter. It is concluded that the wheelset hunting and the resultant peak of SY/ Q( f) at f = f2 are induced by the lateral track irregularities with spatial frequencies from the interval m < f < 0.15m including hunting frequency f 2. This conclusion is not so obvious (as it may seem so at first) since the PSD of the applied lateral track irregularities is concentrated almost entirely within 1 the interval 0 < f < 0.05m ; see Fig.4. This means that relatively very small oscillatory component of track irregularities is responsible for a major effect in vehicle dynamics (i.e. wheelset hunting) and thus 7

8 leads to large component in the ratio of Y / Q determining the running safety. The oscillations of Y / Qrelated to hunting manifest in strong though narrow peaks of the derailment coefficient Y / Q with instantaneous values often exceeding the Nadal limit (thought becoming smaller than 0.8 after averaging with 2m window according to UIC 518 code. 7. Safety against derailment - statistical analysis of local track irregularities Track geometric irregularities are a major factor which leads to large vales of the derailment coefficient Y/Q during the motion of a railway vehicle. The relation between Y / Q and local track condition has been studied with a statistical analysis of local track irregularities performed for many peaks of Y/Q obtained in simulations of vehicle motion on a long section of tangent track with random irregularities. This analysis is done by considering the track irregularities, e.g. the lateral irregularities ( k ) y ( x) = y ( x + u) in the vicinity of different M w w track points peak ( k ) peak x = x, where the high peaks of Y / Q, exceeding 1.3, occur. The statistical average M av 1 ( k ) w w peak M k = 1 y ( u) = y ( x + u) (8) describes a typical dependence of y w as a function of the distance u from the track point at which the Y / Q peaks are present. In a similar way, the statistically averaged values at local superelevation h av w, and of av av the lateral wheelset displacement y1 ( u ) yw ( u ) with respect to the track are determined. The obtained values of y av w ( u ), av av av hw ( u ) and y1 ( u ) yw ( u ) are shown in Fig.7. It is found that within short track intervals, about 30 m long, directly before the Y/Q peaks, both lateral irregularity and local superelevation contain dominant oscillatory components of spatial frequencies close to the spatial frequency of wheelset hunting, equal to 9 m in the performed simulations. Thus, it is concluded that local increase of oscillations of lateral track irregularities y w and local superelevation h w, with wavelenghts close to hunting wavelenght, is responsible for the occurrence of the Y / Q peaks and consequently, for the increased risk of derailment. This conclusion regarding the local track condition is in agreement with the previous results of the spectral analysis of the ratio Y / Q obtained for track geometrical irregularities modified with band- pass filter for chosen spatial frequency bands. 8 Fig.7. The statistically averaged values: av av w av w av w y, h and y1 ( u ) y ( u ) of lateral track irregularities, local superelevation and lateral displacement (with respect to the track) of leading wheelset (in front bogie) in the vicinity of track points where the maximum values Y / Q 1.3 occur. 8. Conclusions The results of reported investigations based on numerical simulations for a non linear model of railway vehicle show how the running safety is affected by various factors, related to the vehicle build and track conditions. The risk of derailment is assessed according to current UIC and European technical standards [5,24] with the aid of the wheel/rail contact force ratio Y / Q. It is found to be strongly influenced both by ride velocity and lateral track irregularities, while changes of stiffness and damping coefficients of the vehicle suspension modify the derailment coefficient Y / Q less significantly, except for the case of the breakdown of the damper in the vertical primary suspension. Another important factor which affects the safety against derailment is the wear of wheel and rail profiles. The obtained simulation results shown in that the Y / Q value decreases for worn profiles which emphasizes the role of matching the wheel/rail profiles in the process of railway vehicle operation. The spectral analysis of the derailment coefficient Y / Q allows for enhanced investigation of the running safety in relation to the vehicle dynamical behavior and the track condition. The power spectral density of Y / Q have been found to contain up to three main peaks, the first of which directly corresponds to the spatial frequency of the dominating oscillatory contributions in the lateral and vertical track geometrical irregularities. The other two peaks

9 in the PSD SY/ Q( f ) result from the wheelset hunting and they are concentrated around the spatial frequency of hunting f 2 and at its double 2 f 2. This frequency doubling is obtained only for the leading wheelsets and it is shown to be the result of the strongly non-linear dependence of the wheel flange angle at the wheel/rail contact point on the wheelset displacement. The spectral distribution of the derailment coefficient is also shown to depend strongly on the lateral stiffness and vertical damping in the primary suspension. It is also found, by applying a band-pass filter to track irregularities prior to simulations, that the wheelset hunting and the resultant peaks emerging in the PSD of Y / Q (at f = f2,2f2) are induced by a very small fraction of the total track irregularities which corresponds to a spatial frequency range centered at the hunting frequency. This conclusion is confirmed by a statistical analysis applied to track geometrical irregularities in the vicinity of track points where large values of derailment coefficient Y / Q occur. It is found that lateral track irregularities and superelevation on short track sections before such points include large local oscillations with wavelengths close the wavelength of wheelset hunting which lead to the occurrence of local extrema of Y / Q. References [1] Chudzikiewicz, A.: Simulation of Rail Vehicle Dynamics in MATLAB Environment, Vehicle System Dynamics, Vol. 33, 2000, pp [2] Chudzikiewicz A., Droździel J., Sowiński B.: The influence of wheel and rail rolling surfaces wear on railway vehicle dynamics Proceedings of the CSME Forum 2004, Univ. of Western, Ontario, Canada, p. 945 [3] Droździel J., Kardas-Cinal E., Sowiński B.: Railway vehicle safety assessment affected by wheel and rail wear, Proceedings of the 11 th Mini Conference on Vehicle System Dynamics, Identification and Anomalies, VSDIA 2010, Budapest, Hungary, 2010 (in press) [4] Elkins J., Wu H.: New criteria for flange climb derailment, Proceedings of the ASME/IEEE Joint Railroad Conference, 2000, pp.1-7 [5] EN 14363, Railway applications - Testing for the acceptance of running characteristics of railway vehicles - Testing of running behaviour and stationary tests, European Committee For Standardization, 2005 [6] Evans J., Berg M.: Challenges in simulation of rail vehicle dynamics, Vehicle System Dynamics, Vol. 47 (8), 2009, pp [7] Federal Railroad Administration: Track Safety Standards, Part 213, Subpart G., 1998 [8] Iwnicki S. (ed.): Handbook of Railway Vehicle Dynamics, CRC Press Inc., 2006 [9] Ishida, H., Matsuo, M.: Safety Criteria for Evaluation of Railway Vehicle Derailment, Quarterly Report of RTRI, Vol. 40, No.1, 1999, pp [10] Ishida H. et al.: Safety Assessment for Flange Climb Derailment of Trains Running at Low Speeds on Sharp Curves, Quarterly Report of RTRI, Vol. 47 (2), pp , 2006 [11] Kalker J.J.: A fast algorithm for the simplified theory of rolling contact, Vehicle System Dynamics Vol.11, 1-3, 1982 [12] Kardas-Cinal E., Zboiński K.: Investigation of Safety of a Railway Vehicle in the Presence of Random Track Irregularities, Proceedings of the 10 th Mini Conference on Vehicle System Dynamics, Identification and Anomalies, Budapest, Hungary, 2006, pp [13] Kardas-Cinal E.: Symulacyjna analiza kryteriów bezpieczeństwa jazdy pojazdu szynowego, Prace Naukowe Transport, z.63, str , Oficyna Wydawnicza Politechniki Warszawskiej, Warszawa 2007 [14] Kardas-Cinal E., Droździel J., Sowiński B.: Simulation testing of a relation between the derailment coefficient and the track condition, Archives of Transport, Vol. 21, issue 1-2, 2009, pp.85-98, [15] Kardas-Cinal E.: Comparative study of running safety and ride comfort of railway vehicle, Prace Naukowe Transport, Zeszyt 71, Oficyna Wydawnicza Politechniki Warszawskiej, Warszawa 2009, str [16] Kardas-Cinal E.: Spectral analysis of derailment coefficient in railway vehicle - track system with random track irregularities, Proceedings (on CD) of 21st International Symposium on Dynamics of Vehicles on Roads and Tracks. IAVSD 09, Stockholm, 2009 [17] Matsudaira, T.: Dynamics of High Speed Rolling Stock, JNR RTRI Quarterly Reports, Special Issue, 1963 [18] M1001, AAR Mechanical Division, Manual of Standards and Recommended Practices, Section C Part II, Volume 1, Chapter XI, Section Track- Worthiness Criteria, Revised 199. [19] Matej J.: Modelowanie oraz symulacyjne badania wagonów bimodalnych w kategoriach zagrożenia wykolejeniem, Prace Naukowe Mechanika z Oficyna Wyd. Politechniki Warszawskiej, Warszawa 2010 [20] Nadal M. J.: Theorie de la Stabilite des Locomotives, Part 2, Movement de Lacet, Annales des Mines, Vol. 10, 232 (1896). [21] Piotrowski J.: Poprzeczne oddziaływanie między pojazdem szynowym a torem. Prace Naukowe Mechanika z Oficyna Wydawnicza Politechniki Warszawskiej, Warszawa [22] Shabana A., Zaazaa K., Sugiyama H.,: Railroad Vehicle Dynamics: A Comput. Approach, CRC Press, [23] Sobaś M.: Stan i doskonalenie kryteriów bezpieczeństwa przed wykolejeniem pojazdów szynowych (1), Pojazdy Szynowe nr 4,

10 [24]UIC Code 518 OR: Testing and approval of railway vehicles from the point of view of their dynamic behaviour - Safety Track fatigue-ride quality, International Union of Railways, 2nd edition, April 2003 [25]Weinstock H.: Wheel Climb Derailment Criteria for Evaluation of Rail Vehicle Safety, Paper no. 84- WA/RT-1, 1984 ASME Winter Annual Meeting, New Orleans, LA, November 1984 [26]Wu H., Wilson N.: Railway Vehicle Derailment and Prevention, pp , in [8] [27]Wu H., Shu X., Wilson N.: TCRP Report 71, Track- Related Research, Volume 5: Flange Climb Derailment Criteria and Wheel/Rail Profile Management and Maintenance Guidelines for Transit Operations, Transportation Research Board of the National Academies (USA), 2005 [28]Zboiński K.: Metodyka modelowania dynamiki pojazdów szynowych z uwzględnieniem zadanego ruchu unoszenia i jej zastosowania, Prace Naukowe Transport, z. 43, Oficyna Wydawnicza Politechniki Warszawskiej, Warszawa 2000 [29]Zeng J. and Guan Q. H.: Study on flange climb derailment criteria of a railway wheelset, Vehicle System Dynamics, Vol. 46, No.3, March 2008, pp dr inż. Paweł Kuligowski mgr inż. Marcin Kruś Instytut Pojazdów Szynowych TABOR Lekkie struktury konstrukcyjne w budowie ustroju nośnego pojazdu szynowego Zwiększone wymagania przewozów kolejowych, zarówno w zakresie ilości jak i prędkości, zmuszają do stosowania pojazdów szynowych o coraz lżejszych rozwiązaniach konstrukcyjnych. Zastosowanie lekkich, a jednocześnie wysokowytrzymałych struktur wielowarstwowych z całą pewnością ułatwi realizację powyższego zadania. W pracy przedstawiono, na przykładzie wagonu osobowego, koncepcje budowy ustroju nośnego pojazdu szynowego polegające na zastąpieniu klasycznej konstrukcji szkieletowej, rozwiązaniami wykorzystującymi aluminiowe trójwarstwowe elementy powierzchniowe z rdzeniem wykonanym z pofałdowanej blachy. Ocena możliwości zastosowania takich konstrukcji musi być poprzedzona niezbędnymi analizami sztywności i wytrzymałości, które przeprowadzono metodą elementów skończonych. Wyniki obliczeń dla rozważanych koncepcji porównano z rezultatami dla wersji szkieletowej i na tej podstawie przedstawiono wstępną ocenę ich przydatności do zastosowania. Praca powstała w ramach realizacji projektu rozwojowego Nr : Konstrukcja pojazdu szynowego z zastosowaniem najnowszych lekkich materiałów o wysokich parametrach wytrzymałościowych i o minimalnym oddziaływaniu na środowisko naturalne. 1. Wprowadzenie Obniżenie masy własnej środków transportu jest jednym z podstawowych wymagań stawianych nowocześnie zorganizowanym przewozom, w tym także kolejowym. Jedną z możliwości jest wykorzystanie w konstrukcjach nośnych pojazdów lekkich np. aluminiowych, a jednocześnie wysokowytrzymałych elementów powierzchniowych o budowie wielowarstwowej. Najczęściej zbudowane są z gładkich blach, zwanych okładzinami, przedzielonych rdzeniem o różnorodnej strukturze wykonanej np. ze spienionego tworzywa (sztucznego jak również z piany metalowej), plastra miodu lub pofałdowanej blachy. Podstawy teorii struktur wielowarstwowych opisano w [1] i [2]. Konstrukcje trójwarstwowe w porównaniu do konwencjonalnych jednorodnych blach posiadają następujące zalety: 10

11 - większa sztywność i jednocześnie mniejsza masa, - możliwość eliminacji dodatkowych wzmocnień i usztywnień, - mniej pracochłonne wytwarzanie, - dobra izolacja termiczna, - dobre tłumienie drgań oraz hałasu. W ramach prac związanych z realizacją zadań projektu rozwojowego podjęto próby sprawdzenia przydatności do zastosowania, w budowie konstrukcji nośnej pojazdu szynowego, aluminiowych elementów powierzchniowych o strukturze trójwarstwowej, głównie na przykładzie wagonu osobowego. W pierwszej kolejności konieczne było opracowanie modeli obliczeniowych MES (Metoda Elementów Skończonych) struktur trójwarstwowych z różnym wypełnieniem. Przeprowadzono szereg analiz w celu wyznaczenia podstawowych własności mechanicznych. Weryfikację przygotowanych modeli przeprowadzono porównując wyniki obliczeń z rezultatami badań doświadczalnych rzeczywistych próbek wykonanych na stanowisku badawczym. Rezultaty tych działań omówiono w [3]. Na podstawie uzyskanych wyników wytypowano do dalszych zastosowań elementy powierzchniowe trójwarstwowe z rdzeniem z blachy falistej. Widok ogólny fragmentu takiego elementu oraz przykładowy przekrój poprzeczny przedstawiono na rys Poszczególne elementy wykonane są z blach aluminiowych, a połączenie okładzin z rdzeniem zrealizowane jest za pomocą klejenia. Rys Widok ogólny trójwarstwowego elementu powierzchniowego z rdzeniem z blachy falistej i jego przekroju poprzecznego W dalszej kolejności rozważono koncepcje polegające na stopniowym wprowadzaniu elementów trójwarstwowych do dotychczasowych konstrukcji nośnych szkieletowych. W pierwszym etapie analizowane elementy zastosowano w ścianie bocznej zastępując płaską blachę poszyciową oraz pozostawiając tylko słupki pionowe. W kolejnym kroku dodatkowo zastąpiono całą konstrukcję dachu walcową powłoką trójwarstwową, a wprowadzenie panelu trójwarstwowego zamiast blachy podłogi stanowi ostatni etap rozważań zmian konstrukcji nośnej. Ocena możliwości zastosowania takich konstrukcji musi być poprzedzona niezbędnymi analizami sztywności i wytrzymałości, które przeprowadzono metodą elementów skończonych. W niniejszym artykule omówiono opracowane modele obliczeniowe MES. Wyniki obliczeń dla rozważanych koncepcji porównano z rezultatami dla klasycznej wersji szkieletowej i na tej podstawie przedstawiono wstępną ocenę ich przydatności do zastosowania. 2. Modelowanie konstrukcji nośnej nadwozia 2.1. Koncepcje rozwiązań konstrukcyjnych Propozycje koncepcji rozwiązań konstrukcyjnych ustroju nośnego pojazdu szynowego z zastosowaniem lekkich metalowych struktur o podwyższonej nośności opracowano bazując na konstrukcji nadwozia pasażerskiego pojazdu szynowego. Przykładami takiego pojazdu mogą być tradycyjne wagony osobowe przeznaczone do ruchu dalekobieżnego lub człony toczne zespołów trakcyjnych. Wspomniane konstrukcje, projektowane od wielu lat, mają zazwyczaj klasyczną budowę szkieletową. Podstawę stanowi szkielet, pospawany najczęściej z kształtowników, który pokryty jest poszyciem wykonanym z blachy. Koncepcje nowych rozwiązań konstrukcyjnych bazują na stopniowym ograniczaniu szkieletu nadwozia z jednoczesnym zastąpieniem blachy poszyciowej metalowymi strukturami trójwarstwowymi. Rozpatrzono kilka koncepcji rozwiązań konstrukcyjnych różniących się obszarami, w których blachę poszyciową zastąpiono strukturami trójwarstwowymi, a mianowicie: I - w ścianach bocznych szkielet ograniczono tylko do słupków pionowych, a płaską blachę poszyciową zastąpiono strukturą trójwarstwową. Pozostała część konstrukcji pozostała bez zmian, II - w ścianach bocznych szkielet ograniczono do słupków i pasa dachowego, a płaską blachę poszyciową zastąpiono strukturą trójwarstwową. W części środkowej dachu szkielet i blachę poszyciową zastąpiono strukturą trójwarstwową, tworzącą powłokę walcową. Pozostała część konstrukcji pozostała bez zmian, 11

12 III - zmiany takie jak w koncepcji II oraz zastąpienie blachy trapezowej w podłodze strukturą trójwarstwową Modele obliczeniowe Panel trójwarstwowy Blacha trapezowa W celu wstępnego określenia przydatności zaproponowanych koncepcji budowy struktur nośnych rozważanych pojazdów szynowych jest niezbędna, oprócz analizy konstrukcyjnej i technologicznej, ocena porównawcza sztywności i wytrzymałości z wynikami dla szkieletowej konstrukcji klasycznej. Niezbędne analizy sztywności i wytrzymałości wykonano metodą elementów skończonych MES korzystając z systemu ABAQUS. Dla każdej z zaproponowanych koncepcji konstrukcji opracowano model obliczeniowy składający się z elementów powierzchniowych. Ze względu na symetrię geometrii i obciążeń modele obliczeniowe obejmują ćwiartkę konstrukcji wagonu. Na rys. 2.1 przedstawiono ogólny widok modelu obliczeniowego dla konstrukcji szkieletowej. Na rys. 2.2 pokazano fragment modelu ilustrujący wprowadzenie struktury trójwarstwowej w ścianie bocznej, a na rys. 2.3 rejon połączenia ściany bocznej i dachu wykonanego w znacznej części z elementów trójwarstwowych, wzmocnionych jedynie pasem dachowym i słupkami ściany bocznej. Fragment modelu, w którym elementy powierzchniowe trójwarstwowe wprowadzono również w miejsce blachy podłogowej zaprezentowano na rys Rys Widok fragmentu modelu obliczeniowego połączenia trójwarstwowej ściany bocznej z ostoją (koncepcja I) Panel trójwarstwowy Pas dachowy Rys Widok fragmentu modelu obliczeniowego połączenia trójwarstwowej ściany bocznej z dachem (koncepcja II) Elementy trójwarstwowe Konstrukcja szkieletowa ostoi Słupki ściany bocznej Konstrukcja szkieletowa ostoi Rys Widok fragmentu modelu obliczeniowego z trójwarstwową ścianą boczną i panelem podłogowym (koncepcja III) Modele obliczeniowe podzielono na elementy powłokowe typu SHELL. Połączenie blach płaskich i pofałdowanej w konstrukcji trójwarstwowej zrealizowano za pomocą połączenia kontaktowego typu interaction tie. Przykładowy podział na elementy skończone przedstawiono na rys Rys Widok ogólny modelu obliczeniowego konstrukcji szkieletowej wagonu osobowego Rys Przykładowy podział fragmentu modelu obliczeniowego na elementy skończone 12

13 Na podstawie wymagań normy PN-EN [4] określono przypadki obciążeń, dla których należałoby przeprowadzić wstępną analizę sztywności i wytrzymałości konstrukcji. Przyjęto następujące przypadki obciążenia statycznego: a) maksymalne obciążenie pionowe wagonu ciężarem własnym i pasażerów ze współczynnikiem przeciążenia dynamicznego k=1.3, b) ściskanie pudła wagonu siłą 2.0 MN w osi zderzaków, c) ściskanie pudła wagonu siłą 2.0 MN w osi sprzęgu, d) rozciąganie pudła wagonu siłą 1.0 MN w osi sprzęgu. W obliczeniach przyjęto, że masa pudła wagonu wynosi około 35.8 t, natomiast ilość przewożonych pasażerów to 144 osoby (około 11.5 t). Sposób obciążenia i podparcia dla wszystkich rozpatrywanych modeli jest jednakowy Rezultaty obliczeń Z przeprowadzonych obliczeń wynika, że największy poziom naprężeń zredukowanych pojawia się w konstrukcji szkieletowej oraz w koncepcji I ze ścianami bocznymi, a także koncepcji II ze ścianami bocznymi i dachem o budowie trójwarstwowej, dla przypadku obciążeń wzdłużnych. Wysoki poziom naprężeń, w trapezowej blasze podłogowej, nieprzekraczający wartości dopuszczalnych (maksymalna wartość wynosi σ red = 352 MPa), ma zdecydowanie charakter lokalny związany z zabudową różnego rodzaju wsporników na ostoi wagonu. Przedstawiono to na rys Rys Rozkład naprężeń zredukowanych σ red w [MPa] powstający w ostoi według koncepcji szkieletowej oraz I i II od ściskania w osi sprzęgu Rys Rozkład naprężeń zredukowanych σ red w [MPa] powstający w ostoi według koncepcji III od ściskania w osi sprzęgu 13

14 W przypadku koncepcji III, w której jednocześnie ściany boczne, dach i podłoga są wykonane z elementów powierzchniowych o budowie trójwarstwowej zmienił się rozpływ sił wewnętrznych. Spowodowane jest to głównie zastąpieniem trapezowej blachy podłogowej płytą trójwarstwową. Z przeprowadzonych analiz wynika, że wówczas siły wzdłużne przenoszone są w większym stopniu przez ostojnice niż blachę podłogową, powodując spadek naprężeń w podłodze przy jednoczesnym wzroście na ostojnicach. W przypadku ściskania w osi sprzęgu wymieniony wyżej poziom naprężenia w blasze podłogowej zmniejsza się do wartości około σ red = 200 MPa, przy wzroście w ostojnicy do wartości około σ red = 240 MPa, co ilustruje rys Jednak w przypadku ściskania w osi zderzaków dla modelu z podłogą trójwarstwową, w części skrajnej ostoi, pojawiają się naprężenia o wartości większej niż dopuszczalne. Sugeruje to, że w przypadku przyjęcia takiej koncepcji rozwiązania konstrukcji należałoby wprowadzić dodatkowe zmiany konstrukcyjne w tej części ostoi. Dla przypadku obciążenia pionowego największy poziom naprężeń, bez względu na rozważaną koncepcję konstrukcji nośnej, pojawia się w ścianie bocznej w rejonie dolnych naroży okiennych. Przykładowy rozkład przedstawiono na rys Wartości wahają się w przedziale od σ red = 138 MPa do σ red = 161 MPa. Z powyższego wynika, że zmiany konstrukcji ściany bocznej, poprzez wprowadzenie struktur trójwarstwowych, nie zmieniają znacząco poziomu naprężeń. Zmiany proponowane w kolejnych koncepcjach rozwiązań konstrukcyjnych przyczyniają się równocześnie do obniżenia masy konstrukcji nośnej pudła wagonu osobowego. Poniżej zestawiono uzyskane wartości mas i przewidywane obniżenie procentowe (wartości wyznaczone na podstawie modelu obliczeniowego): 1) konstrukcja szkieletowa: ~9990 kg, 2) koncepcja I - struktura trójwarstwowa w ścianie bocznej: ~9175 kg; obniżenie masy: ~8.2 %, 3) koncepcja II - struktura trójwarstwowa w ścianie bocznej i dachu: ~8400 kg; obniżenie masy: ~15.9 %, 4) koncepcja III - struktura trójwarstwowa w ścianie bocznej, dachu i podłodze: ~8318 kg; obniżenie masy: ~16.7 %. Z przedstawionych rezultatów wynika, że znaczący wpływ na masę konstrukcji mają zmiany wprowadzone w ścianie bocznej i dachu (po około 8 % każdy). Najmniejsza zmiana masy pojawia się po wprowadzeniu struktury trójwarstwowej zamiast blachy trapezowej w podłodze (nie przekracza 1 %). 3. Podsumowanie Z przeprowadzonych wstępnych analiz porównawczych wynika, że proponowane koncepcje rozwiązań konstrukcyjnych budowy ustrojów nośnych wagonów osobowych z uwzględnieniem elementów powierzchniowych o strukturze trójwarstwowej z rdzeniem z blachy pofałdowanej, gwarantują wystarczającą sztywność i wytrzymałość na przeniesienie podstawowych obciążeń według wymagań normy [4]. Zaletą proponowanych zmian jest, przy zapewnieniu odpowiedniej wytrzymałości, obniżenie masy konstrukcji nośnej pudła wagonu (około 16 %) Gwarantuje to zmniejszenie oddziaływania na środowisko naturalne przy tych samych możliwościach przewozowych. Rys Rozkład naprężeń zredukowanych σ red w [MPa] powstający w ścianie bocznej od obciążenia pionowego 14

15 Literatura [1] Allen H.G., Analysis and design of structural sandwich panels. Oxford, London, Edinburgh, New York, Toronto, Sydney, Paris, Braunschweig, Pergamon Press aluminium i wysokowytrzymałych tworzyw sztucznych dla budowy nadwozi i ram wózków pojazdów szynowych, Instytut Pojazdów Szynowych TABOR - Poznań, Poznań, 2010, OR-9913 (niepublikowane). [2] Plantema F.J., Sandwich construction. New York, [4] PN-EN :2010 Kolejnictwo Wymagania kon- London, Sydney, John Wiley&Sons [3] Modelowanie własności mechanicznych wybranych ultralekkich struktur wielowarstwowych wykonanych z strukcyjno-wytrzymałościowe dotyczące pudeł kolejowych pojazdów szynowych Część 1: Lokomotywy i tabor pasażerski (i metoda alternatywna dla wagonów towarowych). mgr inż. Damian Goliwąs dr inż. Tadeusz Jakubowski dr inż. Marian Kaluba Instytut Pojazdów Szynowych TABOR Inteligentny układ wytwarzania i uzdatniania sprężonego powietrza dla pojazdów trakcyjnych W artykule zaprezentowano układ wytwarzania i uzdatniania sprężonego powietrza opracowany i wykonany w IPS TABOR, spełniający bardzo trudne wymagania eksploatacyjne, stawiane układom pneumatycznym pojazdów trakcyjnych eksploatowanych w naszej strefie klimatycznej. Układ ten tworzą: sprężarka, elementy układu uzdatniania powietrza i sterownik mikroprocesorowy. Pracę sprężarki w zakresie wymaganego wydatku, temperatury i innych parametrów sprężonego powietrza nadzoruje - na podstawie pomiaru z wieku czujników temperatury i ciśnienia, sterownik mikroprocesorowy. Steruje on również pracą układu uzdatniania sprężonego powietrza zapewniającego wysoką jakość sprężonego powietrza dostarczanego do układu pneumatycznego pojazdu. Omówiony układ wytwarzania i uzdatniania sprężonego powietrza został zastosowany w nowych EZT typu EN97 wykonanych dla WKD i dla lokomotywy 111E. 1. Wstęp Sprężone powietrze jest czynnikiem niezbędnym do funkcjonowania pojazdu trakcyjnego. Wytwarzane jest i uzdatniane na pojeździe, w warunkach klimatycznych w jakich eksploatowany jest pojazd. Aparatura i układy pneumatyczne pojazdu zasilane sprężonym powietrzem stawiają określone wymagania dotyczące ilości i jakości dostarczanego powietrza. Przy uwzględnieniu szerokiego zakresu temperatur eksploatacji pojazdów szynowych w polskiej strefie klimatycznej (T2 zakres C C), zróżnicowanym zapyleniu i wilgotności pobieranego powietrza oraz drgań występujących na pojeździe, spełnienie stawianych wymagań i niezawodności dostarczania sprężonego powietrza na pojeździe staje się poważnym wyzwaniem inżynierskim. Należy przede wszystkim zapewnić: niezawodne dostarczanie sprężonego powietrza przez sprężarkę z określoną intensywnością zależną od potrzeb w czasie całego życia pojazdu dostarczone do układu pneumatycznego pojazdu powietrze w każdych warunkach eksploatacji winno posiadać klasę czystości (wg ISO :2010) w ekstremalnych warunkach zimowych doprowadzenie temperatury oleju w sprężarce przed uruchomieniem do temperatury umożliwiającej bezawaryjne jej uruchomienie możliwość regulacji temperatury otoczenia sprężarki, sterownika i układu uzdatniania zarówno zimą jak i latem do poziomu zapewniającego 15

16 optymalną pracę układu możliwość automatycznej płynnej regulacji intensywności chłodzenia oleju wychodzącego ze sprężarki zależnie od realizowanej mocy i temperaturowych warunków otoczenia uruchamianie zaworów spustu kondensatu z separatora cyklonowego i filtrów w odpowiednich przedziałach czasowych zarówno dla pracy ciągłej jak i przerywanej sprężarki automatyczne zabezpieczenie sprężarki przed nadzwyczajnymi awariami np przez wyłączenie agregatu sprężarkowego w przypadku przekroczenia dopuszczalnej temperatury oleju niski poziom hałasu układu wytwarzania sprężonego powietrza izolację sprężarki od drgań i przenoszenia hałasu na pudło. poniżej 4 C sterownik załącza grzanie filtrów i zbiornika skroplin umożliwiając prawidłową pracę układu w ujemnych temperaturach. Oczyszczone i osuszone powietrze akumulowane jest w zbiornikach głównych pojazdu. Widok układu wytwarzania i uzdatniania sprężonego powietrza przedstawiono na rys. 1. Układ połączeń elektrycznych zaworów, czujników i elementów grzejnych układu ze sterownikiem przedstawiono na rys. 2 Spełnienie powyższych wymagań stało się możliwe głównie dzięki zastosowaniu w opracowanym przez IPS układzie, sterownika mikroprocesorowego. Steruje on pracą całego układu według opracowanych algorytmów, na podstawie mierzonych wielkości z wielu czujników pomiarowych stanu oraz współpracujących z nim elementów wykonawczych. 2. Opis układu wytwarzania i uzdatniania sprężonego powietrza Omawiany układ wytwarzania i uzdatniania sprężonego powietrza składa się z agregatu sprężarkowego (G) tłoczącego sprężone powietrze poprzez chłodnicę i układ uzdatniania do zbiorników. Pracą agregatu sprężarkowego, chłodnicy i zespołami układu uzdatniania sprężonego powietrza (łącznie ze funkcją ich podgrzewania) oraz ich współpracą, steruje opracowany w IPS sterownik 114ZE (H). Układ uzdatniania sprężonego powietrza tworzą: separator cyklonowy WSDR25 (C) z elektrozaworem i podgrzewaniem, dwa filtry wstępny DDR17 (D) i dokładny PDR17 (E) (również z elektrozaworami i ich podgrzewaniem), zawór zwrotny oraz osuszacz membranowy SDR6 (B) z zaworkiem elektropneumatycznym podającym powietrze do odprowadzenia wilgoci z osuszacza podczas pracy. W pobliżu separatora cyklonowego i filtrów (D, E) znajduje się zbiornik kondensatu (F), do którego spływa kondensat cyklicznie usuwany przez zaworki z separatora cyklonowego i filtrów. Sterowanie tymi zaworami odbywa się ze sterownika wg specjalnego programu. Zbiornik skroplin wyposażony jest w przewód odpowietrzający i zawór bezpieczeństwa wyregulowany na 0,3 0,5 bar. Posiada on również wskaźnik poziomu zebranego kondensatu, przewód z kurkiem umożliwiający usunięcie skroplin do przygotowanego naczynia (aby następnie poddać go utylizacji) oraz grzałkę. Gdy temperatura otoczenia spadnie A wentylator chłodnicy F zbiornik skroplin B osuszacz membranowy G agregat sprężarkowy C separator cyklonowy H sterownik układu D filtr wstępny J wentylator wyciągowy E filtr dokładny Rys. 1. Układ wytwarzania i uzdatniania sprężonego powietrza 316B1 (33WE) 2.1. Agregat sprężarkowy Agregat sprężarkowy (G) zbudowany jest na bazie śrubowej sprężarki kompaktowej TEMPEST 3 napędzanej silnikiem elektrycznym typu WU-DF 132SJX- H P-7,5kW; łapowo-kołnierzowym ; IP55; z uzwojeniem w klasie izolacji H;o regulowanej prędkości obrotowej ( obr./min.). Agregat sprężarkowy wyposażony jest w grzałkę zanurzoną w zbiorniku oleju i matę grzewczą zamontowaną na zewnętrznej powierzchni korpusu filtra oleju. 16

17 Stopień sprężarkowy połączono z silnikiem elektrycznym sprzęgłem ROTEX o specjalnej konstrukcji półsprzęgła. Sprzęgło jest skrętnie elastyczne i przenosi moment skręcający jako połączenie kształtowe. Dwa półsprzęgła posiadają po wewnętrznej stronie wklęsłe kły. Przestrzeń między nimi wypełnia łącznik elastyczny o zębach ewolwentowych. Łącznik elastycznego sprzęgła ROTEX narażony jest tylko na nacisk (brak zginania) przez co cechuje go znaczna obciążalność pojedynczego zęba (Rys. 3.). Agregat sprężarkowy zamocowany jest poprzez wibroizolatory do wsporników na górnej powierzchni ostoi, co izoluje przedostawanie się hałasu silnika elektrycznego i sprężarki, który mógłby być przenoszony materiałowo na pudło pojazdu. Chłodnica posiada dwie oddzielne sekcje do chłodzenia oleju i chłodzenia sprężonego powietrza z oddzielnymi podłączeniami. Strumień powietrza odbierający ciepło z obu sekcji chłodnicy wytwarzany jest przez wentylator napędzany silnikiem elektrycznym. Wentylator jest tak zabudowany, że powietrze jest pobierane z zewnątrz przez chłodnicę i dalej przez wentylator, co zapewnia pełne wykorzystanie całej powierzchni chłodnicy i tym samym wywołuje skuteczne chłodzenie czynników roboczych sprężarki. Szczególnie istotne jest to latem gdy temperatury otoczenia mogą przekroczyć 30 C. Rys. 2. Połączenia elektryczne w układzie 2.3. Układ uzdatniania sprężonego powietrza Separator cyklonowy Separator cyklonowy (C) powoduje usunięcie kondensatu (drobin wody i oleju) ze sprężonego powietrza opuszczającego chłodnicę, poprzez nadanie strumieniowi powietrza ruchu wirującego odrzucającego drobiny kondensatu na ścianki obudowy (Rys. 4.). Rys. 3. Obciążenie elastycznego sprzęgła ROTEX 2.2. Chłodnica powietrza-oleju Proces chłodzenia powietrza i oleju realizowany jest przez specjalną chłodnicę wraz z osprzętem składającym się z dwupolowego silnika 3x400 VAC napędzającego wentylator, kanału i osłony wentylatora. Rys. 4. Separator cyklonowy 17

18 Separator cyklonowy nie posiada wkładu filtrującego. Kondensat gromadzi się na dnie obudowy separatora cyklonowego, skąd jest cyklicznie usuwany przez zabudowany na nim elektrozawór. Zawór wyposażony jest w podgrzewacz. Chociaż separator cyklonowy usuwa większe drobiny skroplin, to sprężone powietrze opuszczające go nie jest na tyle czyste aby mogło być bezpośrednio skierowane na włókna osuszacza membranowego (B). Z tego powodu pomiędzy separatorem cyklonowym, a osuszaczem membranowym montuje się filtry wstępnego i dokładnego oczyszczania, stanowiące konieczną barierę dla zanieczyszczeń sprężonego powietrza (przede wszystkim maleńkich drobin wody i oleju). Filtr wstępny Filtr wstępny DDR (D) służy do wstępnego usuwania drobin przed osuszaczem membranowym. Zatrzymuje on przede wszystkim cząsteczki wody i oleju, które przedostały się przez separator cyklonowy. Drobiny te zatrzymywane są na wkładzie filtrującym oraz w formie kondensatu są spuszczane automatycznie przez zabudowany na filtrze zawór elektropneumatyczny do zbiornika skroplin. Zawór wyposażony jest w podgrzewacz Filtr dokładny Filtr dokładny PDR (E) to filtr o wysokiej wydajności do usuwania drobin kurzu, cieczy i aerozolów. Jest instalowany między filtrem DDR (D) a osuszaczem membranowym (B). Wkład filtrujący pochłania drobne cząstki stałe. Mgła wodno-olejowa skrapla się a kropelki te są zatrzymywane i odprowadzane automatycznie tak jak to opisano powyżej dla filtra DDR. Osuszacz membranowy Osuszacz membranowy (B) składa się z wielu tysięcy włókien polimerowych (stanowiących sito molekularne) umieszczonych w metalowym korpusie zamkniętym na stałe z obu stron pokrywami. W jednej pokrywie znajduje się otwór wlotowy sprężonego powietrza do osuszacza poprzedzony zaworem zwrotnym. W drugiej pokrywie znajduje się otwór wylotowy osuszonego sprężonego powietrza do instalacji (Rys. 5.). Rys. 5. Osuszacz membranowy 2.4. Sterownik układu Mikroprocesorowy układ wytwarzania i uzdatnia powietrza typu 114ZE (H) służy do sterowania pracą sprężarki, chłodnicy i elementów układu uzdatniania. 18 Oprócz jednostki CPU, wejściowych i wyjściowych modułów pomiarowo-sterujących, zawiera zabezpieczenia prądowe, falowniki 3x400 VAC do sterowania prędkością obrotową sprężarek i wentylatorów chłodnicy, styczniki do za- i wyłączania obwodów grzewczych: sprężarki, układu uzdatniania sprężonego powietrza i zbiornika skroplin oraz czujniki ciśnień i temperatur. Wewnątrz skrzynki falowników zabudowana jest grzałka. Dodatkowo urządzenie wyposażono w dotykowy panel operatorki z zainstalowanym intuicyjnym oprogramowaniem informujący personel o stanach pracy, awariach, motogodzinach, wartościach ciśnień. 3. Zasada działania układu Agregat sprężarkowy Sprężarka napędzana jest silnikiem elektrycznym WU-DF 132SJX-H o regulowanej prędkości obrotowej ( obr./min.) przez sterownik. Na podstawie pomiarów realizowanych przez czujniki, sterownik ustala wartość chwilowego zapotrzebowania na sprężone powietrze na pojeździe i przy pomocy falownika realizuje płynne sterowanie wydajnością sprężarki (27 58 m³/h). Agregat sprężarkowy przeznaczony jest do pracy przerywanej lub ciągłej w bardzo szerokim zakresie temperatur otoczenia ( C). W zasadzie podczas eksploatacji ezt, agregat sprężarkowy pracuje w trybie przerywanym, choć przy dużych nieszczelnościach może również pracować w sposób ciągły. W pojeździe 33WE (WKD) zabudowane są dwa główne agregaty sprężarkowe. Pracują one w jednym z dwóch trybów pracy: jako sprężarka podstawowa jako sprężarka dodatkowa. Tryb pracy uzależniony jest od sygnału z aktywnej kabiny. Jeżeli sprężarka znajduje się po stronie aktywnej kabiny, pracuje jako sprężarka dodatkowa, jeśli natomiast sprężarka znajduje po stronie nieaktywnej kabiny pracuje jako sprężarka podstawowa. Sprężarka podstawowa pracuje w zakresie ciśnień kpa. Wyłączenie sprężarki następuje po osiągnięciu ciśnienia w zbiorniku głównym 850 kpa. Ponowne załączenie sprężarki następuje jeśli w zbiorniku głównym ciśnienie wyniesie 700kPa lub mniej. W przypadku gdy podczas eksploatacji pojazdu w instalacji pneumatycznej ciśnienie spadnie ze względów nadzwyczajnych poniżej 580 kpa lub podczas napełniania próżnego układu pneumatycznego pojazdu, pracę podejmuje również dodatkowy agregat sprężarkowy. Po osiągnięciu w instalacji ciśnienia 680 kpa agregat dodatkowy zostaje wyłączony, a dalsze napełnianie zbiorników do ciśnienia 850 kpa realizuje agregat podstawowy.

19 W trakcie normalnej eksploatacji (brak nadmiernego zapotrzebowania na sprężone powietrze), pracuje jedynie agregat podstawowy. Wyjątek stanowi sytuacja, gdy sprężarka ta awaryjnie osiągnie temperaturę pracy powyżej 100 C. Wówczas będzie ona zatrzymana, a jako sprężarka podstawowa załączony zostanie agregat sprężarkowy znajdujący się za aktywną kabiną maszynisty. Ponowne załączenie wyłączonego agregatu sprężarkowego, który osiągnął 100 C, następuje po jego ostygnięciu do temperatury około 70 C. Fakt ten jest przekazywany do systemu diagnostycznego pojazdu oraz wyświetlany jest na pulpicie sterującym maszynisty. Niemniej dzięki takiemu rozwiązaniu możliwa jest awaryjna eksploatacja pojazdu (brak konieczności natychmiastowego wyłączenia pojazdu z ruchu), gdyż mimo to zapewnione jest sprężone powietrze na pojeździe. Wzrost temperatury do poziomu 100 C nie jest normalną sytuacją eksploatacyjną i jest wynikiem dużego zanieczyszczenia chłodnicy lub awarii wentylatora chłodnicy. Przyczyna przegrzewania się agregatu sprężarkowego musi być zdiagnozowana i usunięta w najbliższym czasie przez obsługę serwisową pojazdu. Optymalną temperaturą pracy agregatu sprężarkowego (ze względu na żywotność agregatu, żywotność oleju, parametry smarne i antykorozyjne oleju oraz jakość sprężanego powietrza) jest temperatura oleju sprężarki C. Gdy temperatura oleju jest niższa niż ok. 70 C zawór termostatyczny sprężarki jest zamknięty i olej w agregacie przepływa w tzw. krótkim obiegu, tzn. z pominięciem chłodnicy. Termostat zamykając i otwierając się, zapewnia we współpracy z chłodnicą, właściwą (optymalną) temperaturę pracy agregatu sprężarkowego. Gdy temperatura oleju jest większa niż 70 C otwiera się płynnie zawór termostatyczny i olej płynie do chłodnicy, skąd po schłodzeniu i przejściu przez filtr oleju kierowany jest z powrotem do zbiornika oleju agregatu sprężarkowego. W celu osiągnięcia optymalnych parametrów pracy sprężarki, sterownik, tak płynnie steruje silnikiem, wentylatorem chłodnicy, ogrzewaniem i zaworem ssącym (sterowanym elektropneumatycznie), by jak najszybciej osiągnąć i utrzymywać właściwe parametry pracy agregatu sprężarkowego. Jeżeli temperatura oleju po uruchomieniu sprężarki nie osiągnęła 60 stopni a ciśnienie w zbiorniku głównym wynosi już 850 kpa, następuje zamknięcie zaworu ssania, przejście na średnie uzyskać wzrost temperatury do poziomu optymalnego. Silnik w tym trybie pracuje do momentu osiągnięcia przez olej 60 stopni lub przez czas 10 minut. Po spełnieniu tych warunków następuje otwarcie zaworu ssania, odblokowanie pracy chłodnicy, załączanie zaworów i tłoczenie sprężonego powietrza do zbiornika głównego do poziomu ciśnienia 850 kpa. Podczas sytuacji opisanej wyżej, gdy zawór ssania jest zamknięty i wystąpi szybki spadek ciśnienia w zbiorniku głównym pojazdu (poniżej progu 700 kpa), następuje otwarcie zaworu ssania. Sprężarka główna działająca jako dodatkowa na pojeździe WKD, pracuje analogicznie jak sprężarka podstawowa z tym, że zakres ciśnień w którym podejmuje pracę wynosi kpa. Wyłączenie następuje po osiągnięciu na zbiorniku głównym ciśnienia 750 kpa. Ponowne załączenie sprężarki dodatkowej wystąpi jeśli na zbiorniku głównym ciśnienie spadnie poniżej 650 kpa. Agregat sprężarkowy wyposażony jest w grzałkę zanurzoną w zbiorniku oleju i matę grzewczą zamontowaną na zewnętrznej powierzchni korpusu filtra oleju. Jeśli sterownik 114ZE wykryje zbyt niską ujemną temperaturę oleju następuje założenie czasowej blokady na start silnika sprężarki i załączenie grzałek. Gdy temperatura oleju wynosi poniżej -30 C, załączana jest grzałka oleju i mata grzewcza na filtrze. Po upływie 15 minut następuje wyłączenie grzałki oleju oraz maty grzewczej i następuje zezwolenie na uruchomienie silnika sprężarki. Gdy temperatura oleju mieści się w przedziale od -30 C do -15 C załączana jest również grzałka oleju i mata grzewcza na filtrze a po upływie 7 minut następuje wyłączenie grzałki oleju oraz maty grzewczej i następuje zezwolenie na uruchomienie sprężarki. W wyższych temperaturach (powyżej -15 C) nie zostaje założona blokada na start silnika sprężarki oraz nie zostają załączone grzałki i uruchomienie sprężarki następuje od razu. Blokada startu silnika sprężarki i podgrzewanie oleju sygnalizowane jest na panelu operatorskim sterownika oraz informacja ta jest wysyłana po magistrali danych do sterownika pojazdu. W układzie zastosowano dwa czujniki pomiarowe ciśnienia. Jeden mierzy ciśnienie w separatorze oleju sprężarki, drugi ciśnienie w zbiorniku głównym pojazdu. Na podstawie tych ciśnień sterownik diagnozuje stan zanieczyszczenia separatora i filtrów oraz dobiera wydatek sprężarki na takim poziomie, że umożliwia warunkową eksploatację układu. Pomiar temperatury oleju, dokonywany jest dwoma niezależnymi torami pomiarowymi przy pomocy podwójnego czujnika Pt100, który mierzy temperaturę oleju w zbiornika oleju (redundancja: sprężarka może normalnie pracować z jednym uszkodzonym torem pomiarowym czujnika temperatury oleju). O parametrach pracy sprężarki i awariach czujników informuje sterownik na swoim wyświetlaczu lub wyświetlacz na pulpicie, który otrzyma te informacje od sterownika 114ZE przez magistralę danych pojazdu. Chłodnica Załączenie wentylatora chłodnicy podczas pracy sprężarki następuje w określonych warunkach: 19

20 gdy temperatura otoczenia jest dodatnia oraz temperatura oleju wynosi powyżej 50 stopni gdy temperatura otoczenia jest ujemna i temperatura oleju wynosi powyżej 60 stopni W celu dopasowania wydajności cieplnej zespołu chłodnicy do obciążenia sprężarki, napęd wentylatora chłodnicy odbywa się ze zmienną prędkością obrotową. Realizowane jest przez falownik silnika wentylatora sterowany przez sterownik na podstawie mierzonych temperatur. Kanał, na którym jest zabudowana chłodnica posiada otwierany na czas zimy upust, dzięki czemu wentylator nie pobiera zimnego powietrza bezpośrednio z zewnątrz. Zapewnia to dodatkowo podgrzewanie przedziału maszynowego w okresie zimy co stwarza lepsze warunki pracy sprężarki szczególnie w przypadku pracy przerywanej. Separator cyklonowy Z separatora cyklonowego kondensat jest cyklicznie usuwany przez zabudowany na nim normalnie otwarty elektrozawór (w pracy przerywanej sprężarki po zatrzymaniu pracy sprężarki, a podczas pracy ciągłej sprężarki w określonych interwałach czasowych). Zawór ten sterowany jest przez sterownik. Zawór wyposażony jest w podgrzewacz, który w przypadku temperatury zewnętrznej mniejszej niż 4 C zostaje automatycznie włączony chroniąc zawór przed zamarzaniem i utratą drożności. Filtry Normalnie otwarte zawory spustu kondensatu z filtrów wstępnego i dokładnego uruchamiane są przez sterownik. Zawory również wyposażone są w podgrzewacz, który w przypadku temperatury zewnętrznej mniejszej niż 4 C zostaje automatycznie włączony chroniąc zawór przed zamarzaniem i utratą drożności. Wyłączenie (zdjęcie napięcia z cewek) zaworów cyklonu i filtrów następuje po około 30 sekundach od momentu wyłączenia silnika sprężarki. Po tym czasie uruchamiana jest sekwencja załączania i wyłączania zaworów w celu wydalenia z nich kondensatu. Osuszacz Oczyszczone ale wilgotne sprężone powietrze (bez oleju, wody i cząsteczek stałych) wpływa do pokrywy wlotu. Powietrze przepływa przez pory włókien polimerowych. Wskutek różnicy w ciśnieniu cząsteczkowym, molekuły pary wodnej przenikają przez polimer. Suche powietrze przepływa dalej i wypływa przez pokrywę wylotu. Niewielka ilość osuszonego już powietrza (10 15 %) jest zawracana i wykorzystywana w charakterze powietrza regenerującego (osuszającego), wytwarzającego różnicę w ciśnieniu cząsteczkowym na włóknach polimerowych. Przepływa ono przez dyszę wewnątrz kanału powietrznego i opływa włókna z zewnątrz. Suche powietrze regenerujące, zabiera cząstki pary zebrane z zewnętrznych powierzchni włókien, przepływa w kierunku przeciwnym do strumienia osuszanego i wilgotne wypływa do atmosfery z osuszacza membranowego przez otwory odpowietrzające usytuowane w dolnej części obudowy. Osuszacz membranowy jest wyposażony w zawór elektropneumatyczny do załączenia przepływu powietrza regenerującego. Gdy sprężarka zaczyna pracować, zawór elektropneumatyczny jest zasilany i następuje jego otwarcie, co umożliwia przepływanie powietrza regenerującego przez zawór i dalej przez zewnętrzne powierzchnie włókien osuszających. W przypadku zatrzymania sprężarki zasilanie zaworu zostaje przerwane a przepływ powietrza odcięty. Sterownik Praca układu wytwarzania i uzdatniania sprężonego powietrza jest inteligentnie sterowana mikroprocesorowym sterownikiem na podstawie wykonywanych przez niego pomiarów wielu parametrów. Sterowanie parametrami pracy układu uzdatniania sprężonego powietrza i agregatu sprężarkowego realizuje opracowany w IPS Tabor sterownik 114ZE (H). Sterownik również realizuje eksploatacyjne za- i wyłączenia agregatu sprężarkowego zgodnie z algorytmem sterowania układem wytwarzania i uzdatniania. Sterownik działa na podstawie pomierzonych parametrów zewnętrznych (ciśnień i temperatur) i steruje zewnętrznymi urządzeniami wykonawczymi układu (falowniki, styczniki, silniki, zawory elektropneumatyczne, grzałki, siłowniki pneumatyczne). Dzięki temu samoczynnie układ dostosowuje się do zmieniających się warunków eksploatacji zapewniając optymalne warunki pracy całego układu, jego bezawaryjną pracę oraz diagnostykę dostępną z wyświetlacza sterownika jak również z poziomu panelu operatorskiego maszynisty. Na przykład, jeżeli temperatura wewnątrz skrzynki falowników spadnie poniżej +10 C następuje załączenie grzałki zabudowanej wewnątrz skrzynki falowników, grzanie trawa tak długo aż temperatura wzrośnie powyżej +10 C. W sytuacji skrajnej gdy temperatura wewnątrz skrzynki falowników spadnie poniżej - 20 C następuje zablokowanie startu silnika sprężarki na okres 7 minut załączana jest grzałka, która grzeje wnętrze do temperatury powyżej +10 C. Użytkownik komunikuje się z sterownikiem całego układu za pomocą panelu wyświetlacza LCD, zabudowanego w obudowie sterownika: wyświetlane są informacje o parametrach pracy układu sprężarki i o ewentualnych jego nieprawidłowościach w działaniu. W celu osiągnięcia optymalnych parametrów pracy, sterownik, płynnie steruje silnikiem, wentylatorem chłodnicy, ogrzewaniem i zaworem ssącym sprężarki (sterowanym elektropneumatycznie), by jak najszybciej osiągnąć i utrzymywać w czasie eksploatacji wła- 20

21 ściwe parametry pracy agregatu sprężarkowego. Ujemna temperatura otoczenia Jeśli temperatura otoczenia spadnie poniżej 4 C stopni następuje załączenie grzałek rezystancyjnych cyklonu, filtra wstępnego i dokładnego oraz załączenia grzałki zbiornika skroplin w celu nie dopuszczenia do zamarznięcia kondensatu. Wyłączenie grzania zaworów i zbiornika skroplin następuje powyżej 4 C temperatury otoczenia. Praca wentylatora przedziału maszynowego Wentylator przedziału maszynowego załączany jest wówczas gdy temperatura otoczenia (przedziału) jest większa od +30 C lub temperatura skrzynki falowników wzrosła powyżej +40 C. Wentylator wyłączany jest gdy temperatura otoczenia spadnie poniżej 30 C lub temperatura skrzynki falowników spadnie poniżej +40 C. Zakończenie Zaprezentowany wyżej układ wytwarzania i uzdatniania sprężonego powietrza spełnił wymagania stawiane układom zasilania pojazdów trakcyjnych w sprężone powietrze. Osiągnięto to dzięki zastosowaniu sprężarki o regulowanym wydatku sprężanego powietrza i innych elementów układu, sterowanych sterownikiem mikroprocesorowym 114 ZE działającym wg opracowanego algorytmu na podstawie mierzonych parametrów zewnętrznych przez sterownik. Wyżej przedstawiony układ w pełni zabezpiecza zasilanie pojazdu w wymaganą ilość sprężonego powietrza o określonej klasie czystości, niezależnie od szerokiego zakresu warunków zewnętrznych i temperatur otoczenia. Układ ten (sprężarka wraz z układem sterowania) został poddany badaniom na stanowiskach badawczych w IPS pod kątem pomiaru regulowanego wydatku sprężarki przy różnych parametrach zasilania i w całym zakresie spodziewanych parametrów eksploatacyjnych, w tym także w skrajnych temperaturach C i C w komorze termicznej. Po uzyskaniu pomyślnych wyników układ został zabudowany w elektrycznych zespołach trakcyjnych 33WE (typu EN97) wykonanych przez Pesę Bydgoszcz dla WKD, gdzie również pomyślnie przeszedł próby eksploatacyjne. Również w nowobudowanej przez Pesę Bydgoszcz lokomotywie 111E zastosowano wypróbowany na 33WE inteligentny system sterowania wytwarzaniem i uzdatnianiem sprężonego powietrza. mgr inż. Jerzy Dolański mgr inż. Bartosz Grzelka mgr inż. Adam Sienicki Instytut Pojazdów Szynowych TABOR Modernizacja trójosiowego wózka lokomotywy typu 303D w kontekście współczesnych wymagań w dziedzinie właściwości dynamicznych pojazdów szynowych W artykule przedstawiono zakres modernizacji wózka lokomotywy typu 303D mającej na celu osiągnięcia lepszych właściwości dynamicznych w dziedzinie bezpieczeństwa biegu, obciążenia toru i właściwości biegowych pojazdów. Jako główny cel do osiągnięcia postawiono obniżenie wskaźnika ryzyka wykolejenia Y/Q, co wymagało zastosowania rozwiązań konstrukcyjnych prowadzących do zmniejszenia siły prowadzącej Y oraz zwiększenia minimalnego nacisku koło-szyna Q. Zmniejszenie siły Y na kole prowadzącym osiągnięto przez uwolnienie środkowego zestawu kołowego na przesuw poprzeczny względem ramy wózka (tzw. przesuwna oś środkowa), natomiast zwiększenie minimalnego nacisku Q osiągnięto głównie dzięki zastosowaniu zmiękczonego usprężynowania pierwotnego. Jako drugi istotny cel do osiągnięcia postawiono wyrównanie nacisków nadwozia lokomotywy przypadających na poszczególne podpory gumowo-metalowe znajdujące się na każdym z wózków, w kontekście rozkładu ciężaru lokomotywy na poszczególne osie. Cel ten osiągnięto przez zastosowanie pięciu zamiast czterech podpór gumowometalowych, o zmniejszonej sztywności naciskowej, korzystnie skonfigurowanych na planie wózka. 21

22 Ponadto opisano rozwiązania konstrukcyjne zastosowane w ramach modernizacji wózka oraz przedstawiono wyniki obliczeń symulacyjnych parametrów biegowodynamicznych i wstępne wnioski z prób ruchowych. 1. Wprowadzenie Lokomotywa typu 303D (SU 46) wyposażona jest w trójosiowe wózki przystosowane do prędkości 120 km/h. Każda z osi ma indywidualny napęd, w którym każdy z trzech silników jest łożyskowany na napędzanej przezeń osi i zawieszony za tzw. nos na ramie wózka. W wózku lokomotywy typu 303D wszystkie zestawy kołowe prowadzone są bezluzowo w ramie wózka w identyczny sposób za pomocą układu prowadników przegubowych w liczbie 2 szt. na każdą maźnicę, realizujących stosunkowo duże sztywności połączenia maźnica - rama wózka wzdłużnie i poprzecznie względem osi toru. Jest to tzw. system prowadzenia Alsthom a. System ten zapewnia stosunkowo dużą prędkość krytyczną pojazdu, co jest jego zaletą, jednak posiada też dwie istotne wady. Pierwsza wadą jest stosunkowo duże oddziaływanie siłowe prowadzącego zestawu kołowego na tor w kierunku poprzecznym, zwłaszcza podczas jazdy na łuku torowym, spowodowane sztywnym prowadzeniem środkowego zestawu kołowego w ramie wózka w kierunku poprzecznym, ze skutkami w postaci stosunkowo szybkiego zużywania się obrzeży kół oraz stosunkowo wysokiego poziomu ryzyka wykolejenia (Y/Q). Drugą wadą jest sztywność pasożytnicza generowana przez układ prowadników w kierunku pionowym, która superponuje w sposób równoległy ze sztywnością pionową usprężynowania pierwotnego. Podwyższona w ten sposób wypadkowa sztywność zawieszenia pierwotnego wpływa niekorzystnie na chwilowy rozkład nacisków koło-szyna w obrębie wózka, co pociąga za sobą wzrost poziomu ryzyka wykolejenia pojazdu. W związku z powyższym ramach modernizacji lokomotywy serii SU46 podjęto działania mające na celu obniżenia wskaźnika ryzyka wykolejenia (Y/Q) a także siły poprzecznej Y działającej na koło prowadzące oraz tzw. siły łożyskowej H działającej w osi zestawu kołowego. Zarówno wskaźnik Y/Q jak i siła Y i H muszą być utrzymane w obrębie kryteriów normy PN-EN Cele do osiągnięcia w ramach modernizacji wózka Głównym celem modernizacji była poprawa właściwości biegowych wózka w celu spełnienia wymagań określonych w przepisach a w szczególności poprawa wskaźnika ryzyka wykolejenia Y/Q. Obniżenie wartości wskaźnika (Y/Q) oraz sił Y i H poprzez zmiany w konstrukcji wózka jest sprawą skomplikowaną technicznie i organizacyjnie. Teoretycznie najskuteczniej- 22 szym i najbardziej efektywnym środkiem prowadzącym do obniżenia siły poprzecznej Y 1 na kole prowadzącym jest uwolnienie środkowego zestawu kołowego, w sposób umożliwiający jego poprzeczną przesuwność względem ramy wózka, przy udziale jak najmniejszych sił reakcyjnych. W wózkach trójosiowych, w których środkowy zestaw kołowy nieprzesuwny względem ramy wózka, siła łożyskowa H 2 działająca na ten zestaw kołowy może osiągać wartość rzędu 60 kn. Siła ta przenoszona jest na skrajne zestawy kołowe przyczyniając się do zwiększenia działających tam sił Y o ca 30 kn. Tak więc uwalniając środkowy zestaw kołowy zyskuje się spadek siły Y 1 na kole prowadzącym o wspomniane 30 kn, przenosi się na poprawę wskaźnika Y 1 /Q 1 na tymże kole. Dalszą poprawę wskaźnika Y/Q można uzyskać zmiękczając zawieszenie pojazdu a zwłaszcza zawieszenie pierwotne. Dzięki zmiękczeniu tego zawieszenia można wydatnie zmniejszyć stratę nacisku kołoszyna Q podczas jazdy na wichrowatym torze. Nieco mniejsze korzyści w aspekcie wskaźnika Y/Q daje zmiękczenie zawieszenia wtórnego, jednakże jest ono bardzo korzystne dla komfortu jazdy, zwłaszcza w odniesieniu do przyspieszeń poprzecznych występujących na nadwoziu. Kierując się powyższym uznano, że realizacja zamierzonych celów wymaga wdrożenia zmian konstrukcyjnych prowadzących do: uwolnienia środkowego zestawu kołowego zmiękczenia zawieszenia pierwotnego zmiękczenia zawieszenia wtórnego 3. Przesuwność środkowego zestawu kołowego w wózku trójosiowym Jednym z głównych zadań modernizacji wózka lokomotywy typu 303D było umożliwienie przesuwu poprzecznego środkowego zestawu kołowego względem ramy wózka w celu obniżenia siły H. Przyjęto koncepcję, wg której zestaw kołowy przemieszczać się będzie razem z maźnicą a także silnikiem gdy wyczerpie on luz na panewkach. Na podstawie analiz konstrukcyjnych ustalono, że maksymalny, technicznie możliwy do zrealizowania przesuw poprzeczny środkowego zestawu kołowego wynosi 25 mm. Z kolei zapotrzebowanie na przesuwność środkowego zestawu kołowego jest funkcją warunków prowadzenia wózka w łuku torowym co pokazano na rys. 1.

23 Promień łuku torowego Poszerzenie toru Zużycie boczne koło szyna Przemieszczenie poprzeczne środkowego zestawu kołowego względem ramy wózka Rys.1 Przemieszczenie poprzeczne koło/rama środkowego zestawu kołowego na łuku torowym Z zależności geometrycznych widocznych na powyższym rysunku wyprowadzono wzór na podstawie którego można obliczyć przemieszczenie poprzeczne y K2 środkowego zestawu kołowego względem ramy wózka dla określonego promienia łuku torowego. a1 2 a1 a2 a1 + a2 yk 2 = YK1 + R R cos (1) a2 + a2 2 2R gdzie: a 1, a 2 - rozstaw osi wózka: a 1 = 1,95 m a 2 = 1,8 m y K1 = δ K/S + δ K + δ S + 0,5 + δ T - luz prowadny koła prowadzącego δ K/S = 0,5?[1,435-(1,36+2?0,325)] = 0,005 - nominalny luz prowadny koło/szyna δ K = 0 0,0105 m - zużycie boczne koła nabiegającego δ S = 0 0,005 m - zużycie boczne główki szyny δ T = poszerzenie toru w strefie łuku Po podstawieniu stałych do wzoru otrzymujemy: y K 2 = Y K1 1,95 + 1,95 + 1,8 R 2 2 1,95 1,8 2 y K1 = 0,005 + δ K + δ S + 0,5 + δ T y K 2 = R + 0,52 ( δ 2 K 2 1,95 + 1,8 R cos 2R 1,875 0, R cos + R + δ + 0,5δ + 0,005) S Po przekształceniu wzoru i podstawieniu przemieszczenia y K2 = 25 mm obliczono minimalny przejezdny promień łuku torowego. Obliczenia przeprowadzono przy następujących założonych warunkach: poszerzenie toru δ T [mm] 0 25 zużycie boczne koła δ K [mm] 0 10 zużycie boczne szyny δ S [mm] 0 5 Wyniki obliczeń dla poszczególnych kombinacji warunków przedstawiono w tabeli 1. Tabela 1. Wielkość przemieszczenia środkowego zestawu kołowego w kierunku poprzecznym w zależności od parametrów R, δ T, δ K, δ S. T R δ T δ K δ S Y K2 m mm mm mm mm , ,5 17, , ,775 1) ,800 2) ,5 24, , , , ,5 30, , , ,537 1) 1) Dotyczy eksploatacji łuk 190 m, 200 m. 2) Dotyczy homologacji łuk 150 m. Na podstawie obliczeń udowodniono, że przesuw środkowego zestawu kołowego na poziomie 25 mm, zapewnia przejezdność przez łuk torowy o promieniu 150 m. 4 Zakres modernizacji wózka Zakres prac modernizacyjnych na wózku 303D można podzielić na dwie grupy. Do grupy pierwszej z nich zalicza się wszystkie nowe lub zmodernizowane elementy wózka oraz zabiegi technologiczne konieczne do zapewnienia przesuwu środkowego zestawu kołowego tj: prowadniki maźniczne środkowego zestawu kołowego, sprężyny śrubowe o nowej charakterystyce, prowadzenie boczne oraz zabezpieczenie środkowego silnika trakcyjnego, zabezpieczenie przed opadnięciem na tor środkowego zestawu kołowego, odbijaki poprzeczne, dźwignie, wieszako-dźwignie oraz cięgna hamulcowe, wstawki hamulcowe z obrzeżem, osłona przekładni trakcyjnej. Do grupy drugiej zaliczają się pozostałe nowe lub zmodernizowane elementy wózka oraz prace modernizacyjne nie związane z zapewnieniem przesuwności środkowego zestawu kołowego. Należą do nich: zabudowa 5-tej podpory w II-gim stopniu usprężynowania, tłumiki poziome SACHS, cylindry hamulcowe z hamulcem postojowym, 23

24 Rys.2 Wózek typu 303Da - model 3D czujniki prędkości (w tym jeden do systemu LZB/PZB) nadajniki prędkości do układu przeciwpoślizgowego, system smarowania obrzeży kół. Zmodernizowany wózek lokomotywy ST46 o nowym oznaczeniu 303Da przedstawiono na rys.4 5. Skrócony opis rozwiązań konstrukcyjnych zastosowanych w zmodernizowanych węzłach wózka Prowadniki maźniczne Dla osi środkowej zastosowano przeguby o dużej podatności osiowej, skrętnej i kardanowej, dzięki czemu środkowy zestaw kołowy wraz z maźnicami może znacznie przemieszczać się względem ramy wózka w kierunku poprzecznym a prowadniki mają ograniczony wpływ na sztywność zawieszenia pierwotnego w tym obszarze. Rys.4 Zmodernizowany węzeł zawieszenia I-go stopnia przekrój obrócony o 90º Prowadzenie boczne oraz zabezpieczenie silnika trakcyjnego Dotychczasowe prowadzenie zmodyfikowano stosując tłumik hydrauliczny w miejsce dotychczasowego sztywnego prowadnika. Pozwoliło to na ruch silnika wzdłuż osi w ramach luzów na panewkach a po jego wyczerpaniu dalszy przesuw wraz z osią zestawu kołowego. Zastosowanie tłumika zapewnia stateczność silnika w trakcie jazdy tłumiąc drgania poprzeczne. Zabezpieczenie silnika trakcyjnego zmodyfikowano dodając pomiędzy nakrętkę a wspornik podkładkę kulistą i poddając przetoczeniu śrubę zabezpieczającą. W ten sposób umożliwiono wahliwą pracę śruby podczas przesuwu silnika. widok przed modernizacją Rys.3 Nowy prowadnik maźniczny środkowego zestawu kołowego model 3D Zawieszenie I-go stopnia W zawieszeniu I-go stopnia zastosowano nowe, zmiękczone sprężyny śrubowe a także zmodyfikowano wieszaki zabudowując łożyska wahliwe. Umożliwiło to odchylanie się wieszaków w ślad za przesuwającym się resorem piórowym. 24 widok po modernizacji

25 Osłona przekładni trakcyjnej Aby uniknąć kolizji z cięgnem hamulcowym wymagana była niewielka korekta jednego z żeber na obudowie przekładni. Rys.5 Prowadzenie boczne silnika trakcyjnego oraz zabezpieczenie po modernizacji Zabezpieczenie zestawu kołowego przed opadnięciem na tor Uwolnienie środkowej osi wymagało całkowitego przeprojektowania dotychczasowego zabezpieczenia zestawu kołowego przed opadaniem na tor. Nowy kształt zabezpieczenia przykręcanego do korpusu maźnicy oraz wsporników na ramie przedstawia poniższy rysunek. Rys.7 Zmodernizowane zabezpieczenie zestawu kołowego przed opadnięciem na tor Dźwignie i wieszako-dźwignie hamulcowe Zaprojektowano nowe dźwignie i wieszako-dźwignie układu hamulcowego w sposób umożliwiający swobodny ruch obsady w kierunku poprzecznym. Ruch obsady wymuszany jest przez wstawki hamulcowe z obrzeżem prowadzone przez obrzeże środkowego zestawu kołowego. Cięgna hamulcowe wyposażono w łożyska wahliwe dzięki czemu mogą odchylać się kątowo podczas przesuwu osi. Rys.8 Zmiana kształtu żebra osłony przekładni 6. Weryfikacja założeń W trakcie prac nad modernizacją wózka opracowano model do obliczeń i obliczenia dynamiczne mające na celu określenie i przedstawienie zbliżonych do optymalnych parametrów układu biegowego i które są dalszą częścią badań lokomotywy ST46 służących do jej homologacji. Ich głównym celem jest ocena i poprawa oddziaływań na tor i spokojności jazdy krytycznie ocenionych w zrealizowanych już badaniach doświadczalnych i symulacyjnych w oparciu o wymagania zawarte w Karcie UIC 518 i PN-EN Wyniki obliczeń i analiz przedstawiono poniżej. Rys.6 Zmodernizowane dźwignie i wieszaki hamulcowe oraz prowadzenie klocka hamulcowego 25

26 Tabela 2. Wyniki sił prowadzących Y, ich sum, kątów nabiegania zestawów kołowych na tor, uniesienie koła prowadzącego i wskaźniki bezpieczeństwa Y/Q podczas przejazdu przez łuki torowe z niezrównoważoną przechyłką bg=0.72m/s 2 dla lokomotywy z zestawami kołowymi z wyłączonym sprzęgiem i nie przesuwną osią Wielkości obliczane Wyniki symulacji komputerowej (piki/w.ustalone) Kryteria Określenie Symbol Jedn. s_b001 s_b002 s_b003 tara Promień łuku torowego Siły poziome Y Sumy sił Y na zestawach kołowych K ąt nabiegania na szynę zestawów kołowych prowadzących Uniesienie kół Ilorazy Y/Q kół nabiegających 1) Wytrzymałość doraźna szyn lub TSI Wielkości obliczane R m QY(2) kn < 60 1) QY(4) kn < 60 1) QY(6) kn < 60 1) QYT(1) kn < 67.2 QYT(2) kn < 67.2 QYT(3) kn < 67.2 QYT(4) kn < 67.2 QYT(5) kn < 67.2 QYT(6) kn < 67.2 DFR(1) mrad < 50 DFR(2) mrad < 50 DFR(3) mrad < 50 DFR(4) mrad < 50 DFR(5) mrad < 50 DFR(6) mrad < 50 DZ(2) mm < 5 DZ(4) mm < 5 DZ(6) mm < 5 WYQ(2) < 0.8 WYQ(4) < 0.8 WYQ(6) < 0.8 Tabela 3. Wyniki sił prowadzących Y, ich sum, kątów nabiegania zestawów kołowych na tor, uniesienie koła prowadzącego i wskaźniki bezpieczeństwa Y/Q podczas przejazdu przez łuki torowe z niezrównoważoną przechyłką bg=0.72m/s 2 dla lokomotywy z zestawami kołowymi z wyłączonym sprzęgiem i przesuwną osią. Wyniki symulacji komputerowej (piki/ w.ustalone) Kryteria Określenie Symbol Jedn. s_b011 s_b012 s_b013 tara Promień łuku torowego Siły poziome Y Sumy sił Y na zestawach kołowych K ąt nabiegania na szynę zestawów kołowych prowadzących Uniesienie kół Ilorazy Y/Q kół nabiegających 1) Wytrzymałość doraźna szyn lub TSI R m QY(2) kn < 60 1) QY(4) kn < 60 1) QY(6) kn < 60 1) QYT(1) kn < 67.2 QYT(2) kn < 67.2 QYT(3) kn < 67.2 QYT(4) kn < 67.2 QYT(5) kn < 67.2 QYT(6) kn < 67.2 DFR(1) mrad < 50 DFR(2) mrad < 50 DFR(3) mrad < 50 DFR(4) mrad < 50 DFR(5) mrad < 50 DFR(6) mrad < 50 DZ(2) mm < 5 DZ(4) mm < 5 DZ(6) mm < 5 WYQ(2) < 0.8 WYQ(4) < 0.8 WYQ(6) <

27 Rys. 9. Przebieg wskaźnika Y/Q (WYQ(2)), uniesienia koła DZ(2) i nacisku pionowego i poprzecznego koła nabiegającego (zestaw przedni - koło zewnętrzne) przedniego wózka podczas quasi-statycznego przejazdu lokomotywy po łuku torowym o promieniu R=250m z niezrównoważoną przechyłką bg=0.72m/s 2 - lokomotywa z wyłączonym sprzęgiem i odpowiednio nie przesuwną osią oraz przesuwną osią. Rys. 10. Przebieg poprzecznych sił łożyskowych na zestawach kołowych przedniego i tylniego wózka podczas quasistatycznego przejazdu lokomotywy po łuku torowym o promieniu R=250m z niezrównoważoną przechyłką bg=0.72m/s 2 - lokomotywa z wyłączonym sprzęgiem i odpowiednio z nie przesuwną osią oraz z przesuwnąosią. Tabela 4. Wskaźniki bezpieczeństwa przed wykolejeniem lokomotywy SU/ST46 na zwichrowanym łuku o promieniu R=150m bez przechyłki (warunki ORE B55 Rp.8). (lokomotywa z nie podciętymi obrzeżami środkowych osi wózków i z obrzeżami podciętymi o 10mm). Wielkości obliczane Wyniki symulacji komputerowej (w. quasi-statyczne) Wielkość Symbol Jedn s_byq01 s_byq02 s_byq03 s_byq04 s_byq 11 s_byq12 Wartości dopuszczalne Promień łuku torowego R m 150 Siła pozioma Y QY(2) kn *) Suma sił Y (1) QYT(1) kn /-67.2 *) Suma sił Y (2) QYT(2) kn /-67.2 *) Kat nabiegania na szynę zestawu prowadzącego DFR(1) mra d Uniesienie koła DZ(2) mm Iloraz Y/Q koła nabiegającego *) Wytrzymałość doraźna szyn lub TSI WYQ(2)

28 Rys. 11. Przebieg sumy sił prowadzących na zestawach kołowych przedniego i tylnego wózka - sił wywołanych 3 mm przesunięciem poprzecznym zestawów kołowych lokomotywy (parametry nominalne i wyłączony sprzęg między-wózkowy a sztywność poprzeczna prowadzenia środkowego zestawu kołowego odpowiednio CyI=12kN/mm (szyna S60 1:40) oraz CyI=0.5kN/mm (szyna S60 1:40) analiza cyklu granicznego. 7. Podsumowanie Podsumowując analizy symulacyjne można stwierdzić, że lokomotywa ST46 po uwzględnieniu modyfikacji zawieszenia II-go stopnia i prowadzenia zestawów kołowych w ramie wózka posiada w zakresie od 0 do maksymalnej prędkości eksploatacyjnej V=120 km/h wystarczająco dobre wskaźniki dynamiczne dla jej wstępnej homologacji zgodnej z obowiązującymi normami. Parametry drgań własnych nadwozia, wynikające z analiz liniowych, rokujące nie dość dobre wskaźniki spokojności jazdy lokomotywy na liniach głównych PLK na szczęście nie potwierdzają się przy symulacji układu nieliniowego. Natomiast dzięki sztywnemu prowadzeniu skrajnych zestawów kołowych w ramach wózków, lokomotywa ma zapewnioną w eksploatacji stateczność ruchu tj. prędkość krytyczną przekraczającą maksymalną prędkość eksploatacyjną. Zmodernizowana konstrukcja lokomotywy zapewnia wystarczająco wysokie bezpieczeństwo przed zejściem kół lokomotywy z szyn na torach wichrowatych. Zastosowanie przesuwnej osi środkowej w trójosiowych wózkach lokomotywy typu ST46 obniża na tyle znacząco siły poprzecznego oddziaływania na tor (siły H) i a tym samym też siły prowadzące Y, że nie jest konieczne dalsze stosowanie sprzęgu międzywózkowego (lokomotywa jest do tego przystosowana). W porównaniu do lokomotywy SU46 bez sprzęgu międzywózkowego uzyskano obniżenie wskaźnika Y/Q z 0.97 na Kryterium bezpieczeństwa (Y/Q) max,lim, dotyczące przejezdności po łuku standardowym R=150m wynosi (Y/Q) max,lim =1.2. Po niewielkiej modernizacji zawieszeń na tej lokomotywie (dołożono piąta podporę w II-gim stopniu usprężynowania oraz znacząco zmiękczono w kierunku pionowym prowadniki maźnicy przy środkowych zestawach kołowych wózków) uzyska się wystarczającą spokojność biegu lokomotywy w warunkach jazdy z maksymalną deklarowaną prędkością na liniach głównych PLK. Po zakończeniu eksploatacji nadzorowanej, która obecnie jest realizowana jako część badań homologacyjnych, nastąpi weryfikacja parametrów układu biegowego. Dotychczasowa obserwacja prototypu zmodernizowanej lokomotywy potwierdza poprawność założeń konstrukcyjnych. Literatura 1. Sienicki A. OR-9002 Określenie spełnienia przez lokomotywy serii SU45 i SU46 wyposażonych w gumowo-metalowe podparcia pudła Z502 i Z502a kryteriów bezpieczeństwa przed wykolejeniem na torach kolejowych zgodnie z Raportem nr 8 Komitetu Badań ORE B55 2. Sienicki A. OR-9796 Analiza dynamiczna Lokomotywy Spalinowej 6-osiowej typu ST46 (zmodernizowana SU46) (symulacja jazdy po odcinkach prostych łukach torowych bezpieczeństwo ruchu) 28

29 dr inż. Rafał Cichy mgr inż. Jarosław Królikowski prof. dr hab. inż. Marian Medwid Instytut Pojazdów Szynowych TABOR Wymagania dotyczące transportu paliw płynnych techniką bimodalną w Polsce w aspekcie przepisów ADR i RID W artykule przedstawiono wymagania jakie muszą zostać spełnione przez jednostkę ładunkową przystosowaną do transportu bimodalnego (naczepę samochodową do przewozu paliw płynnych przystosowaną do transportu zarówno szynowego jak i drogowego). Przedstawione w artykule wymagania są oparte na obowiązujących przepisach drogowych (ADR) oraz kolejowych (RID). Obecnie kręgosłupem sieci transportu paliw w Polsce jest transport rurociągowy uzupełniony o transport kolejowy. Wykorzystanie typowego transportu kolejowego w postaci wagonów cystern powoduje konieczność przeładunku paliw do magazynu, a w ostatniej fazie do cystern drogowych. Transport bimodalny łącząc w sobie cechy transportu drogowego i szynowego rozwiązuje problem przeładunku. Bardzo dobrze rozwinięta w Polsce sieć dróg spowodowała rozwój sektora dystrybucji paliw za pomocą transportu drogowego. W związku z tym liczba przewozów paliw koleją zmniejszyła się pomimo bardzo dobrze rozwiniętej infrastruktury kolejowej na terenie kraju. W kontekście ekonomicznym i ekologicznym bardziej opłacalny jest transport szynowy, dlatego też powinno się dążyć do wzmocnienia jego pozycji na rynku przewozów. Naturalnym pytaniem jest, czy można połączyć transport drogowy i kolejowy dla osiągnięcia jak najlepszych wyników ekonomicznych? Odpowiedzią na nie jest transport bimodalny. W artykule zostaną przedstawione możliwości transportu paliw jego pomocą, zarówno jeśli chodzi o aspekt techniczny jak i przepisy z nim związane. 1. Opis systemu dystrybucji paliw w Polsce Bezpieczeństwo energetyczne kraju w zakresie dostaw paliw płynnych jest od dawna bardzo ważnym tematem, który wciąż nie został rozwiązany.brak ciągłości dostaw paliw zarówno do dostawców hurtowych jak i detalicznych jest realnym zagrożeniem i skutkować może pogorszeniem kondycji całej gospodarki kraju. Polska nie posiada znacznych zasobów ropy naftowej, w związku z czym większość tego surowca jest importowana z innych krajów głównie z Rosji. W Polsce wydobywa się zaledwie tys. Ton ropy naftowej przy potrzebach polskich rafinerii wynoszących ok. 20 mln ton w skali roku [1]. Możliwości magazynowe, obecnie częściowo zwiększane, docelowo pozwolą na zgromadzenie zaledwie trzymiesięcznych zapasów paliw. Dodatkowym, ale niezwykle istotnym aspektem zapewnienia bezpieczeństwa dostaw jest sprawny i efektywny ekonomicznie system dystrybucji produktów naftowych na terenie całego kraju. Ropa naftowa importowana jest w 96 % z Rosji za pośrednictwem rurociągu Przyjaźń. Jedyną realną alternatywą dla kierunku wschodniego są dostawy z użyciem transportu morskiego poprzez port w Gdańsku, lecz uwarunkowania technologiczne oraz ekonomiczne marginalizują to rozwiązanie. Odbiorcami ropy naftowej w Polsce są dwie duże rafinerie: Lotos w Gdańsku i PKN Orlen w Płocku. Po przetworzeniu ropy, powstałe z niej produkty naftowe są dostarczane z rafinerii do odbiorców poprzez rozbudowaną sieć logistyczną. Obejmuje ona następujące elementy(rys.1): 1. Rurociągi produktowe o długości ok. 620 km wychodzące z rafinerii w Płocku, 2. Sieć ponad 40 baz magazynowych, 3. Przedsiębiorstwa transportu kolejowego wyspecjalizowane w transporcie paliw płynnch, 4. Przedsiębiorstwa transportu drogowego wyspecjalizowane w transporcie paliw płynnch. 29

30 Właścicielem rurociągów produktowych jest obecnie Przedsiębiorstwo Eksploatacji Rurociągów Naftowych (PERN), lecz zgodnie ze strategią Rządu RP dla przemysłu naftowego rurociągi mają być wkrótce przejęte przez Operatora Logistycznego Paliw Płynnych Sp. z o.o. (OLPP). Ta ostatnia spółka jest też właścicielem 22 baz paliw płynnych. Pozostali właściciele baz to spółki: PKN Orlen, Grupa Lotos, IVG Silesia oraz Porta Petrol. W zakresie przewozów kolejowych, monopol jaki miała do niedawna Grupa PKP został całkowicie złamany. Obecnie gestie transportową przejęli prywatni przewoźnicy będący w posiadaniu rafinerii, czyli Orlen KolTrans Sp. z o. o. i Lotos Kolej Sp. z o.o., lub prywatni przewoźnicy niezależni jak CTL Logistics. Nieco inna sytuacja występuje w transporcie drogowym, gdzie oprócz naturalnych liderów jakimi są przewoźnicy w holdingu rafineryjnym, np. PKN Orlen Transport S.A., występuje znaczne rozdrobnienie i rozproszenie firm przewozowych. Uzupełnieniem sieci dystrybucji produktów naftowych produkowanych przez polskie rafinerie jest import tych produktów. Obecnie około 25% paliw pochodzi z zagranicy. Główne kierunki importu to Białoruś (rafineria Mozyrze), Słowacja (Rafineria Slovnaft), Litwa (rafineria Możejki (Od 2006 r. Koncern PKN Orlen jest większościowym udziałowcem Rafinerii Możejki na Litwie)) i Niemcy (rafineria Schwedt). Import odbywa się z użyciem transportu kolejowego i drogowego i ma charakter koniunkturalny - duży wpływ na jego wielkość mają różnice w cenach paliw i sezonowe wahania popytu krajowego. Można zauważyć kluczową rolę, jaką odgrywa na tym rynku operator logistyczny OLPP. Jest to spółka utworzona w 2006 roku, mająca 100% udział Skarbu Państwa i będąca jednym z podmiotów strategicznych wymienionych w Rozporządzeniu Rady Ministrów z 30 września 2008 r. w sprawie listy spółek o istotnym znaczeniu dla porządku publicznego lub bezpieczeństwa publicznego [Materiały Operatora Logistycznego Paliw Płynnych 2009]. Spółka ta niewątpliwie umocni się w wyniku przejęcia sieci rurociągów naftowych, a w dalszym etapie istnieje nawet możliwość przejęcia przez tą spółkę przewozów kolejowych lub drogowych. Już dziś polskie rafinerie rozważają outsourcing działalności dystrybucyjnej podobnie jak zrobiły to wcześniej inne koncerny paliwowe na świecie. U podstaw takiego działania jest założenie, że przewoźnicy zewnętrzni są w stanie zapewnić lepsze wykorzystanie taboru, tańsze zakupy i naprawy [2, 3] Powinno dążyć się do zmniejszenia kosztów transportu paliw płynnych. Pozwoli na to zaangażowanie różnych gałęzi transportu do rozprowadzania paliw na terenie kraju. Na dystansie do 100km należy wykorzystywać transport samochodowy, a na większym transport kolejowy lub rurociągowy. W polityce transportowej Unii Europejskiej odległość do 100 km jest uznawana za maksymalną odległość dowozowo odwozową dla transportu samochodowego w przewozach intermodalnych. Rys. 1. Infrastruktura logistyczna dystrybucji produktów naftowych w Polsce [3] 2. Wymagania dla pojazdów do przewozu paliw płynnych ADR i RID. Przepisy dotyczące transportu paliw płynnych za pomocą transportu samochodowego reguluje ADR [4] (Umowa europejska dotycząca międzynarodowego przewozu drogowego towarów niebezpiecznych), a dla transportu kolejowego RID [5] (Regulamin dla międzynarodowego przewozu kolejami towarów niebezpiecznych). Zgodnie z wyżej wymienionymi dokumentami paliwa płynne są sklasyfikowane jako klasa 3. Kryteria charakteryzujące klasę 3 przedstawione są w tomie 1, punkt ADR oraz w rozdziale RID. Rys. 2. Cysterna stała 30

31 ADR rozróżnia następujące jednostki transportowe dla paliw płynnych: Cysterny stałe (rys. 2), Cysterny odejmowalne (rys. 3), Kontenery cysterny (rys 4), Cysterny typu nadwozie wymienne (rys 5), Szczegółowe wymagania dotyczące konstrukcji, wyposażenia, zatwierdzania, badań, prób oraz oznakowania dla wyżej wymienionych jednostek ładunkowych są przedstawione w ADR tom 2 dział 6.7 oraz 6.8. Dodatkowo w rozdziale 6 RID określono wymagania dla wagonów cystern (rys 6). Przewozy kombinowane kolejowo drogowe są dopuszczone pod warunkiem, że jednostki ładunkowe i naczepy przekazywane do przewozu oraz ich zawartość powinny odpowiadać przepisom ADR I RID. Rys. 6. Wagon cysterna Rys. 3. Cysterna odejmowalna Rys. 4. Kontener - cysterna Rys. 5. Cysterna typu nadwozie wymienne 3. Tabor bimodalny do przewozu paliw płynnych zaprojektowany w IPS Tabor [6] Tabor bimodalny łączy w sobie cechy transportu drogowego i szynowego. Jest on najbardziej zaawansowanym systemem transportu intermodalnego. Wykorzystanie techniki bimodalnej do transportu paliw rozwiązuje wiele problemów wdrożeniowych transportu bimodalnego. Przykładem może być problem skrajni, który nie występuje w przypadku naczep cystern, a który stanowi jedną z głównych barier wdrożenia. W przypadku pociągu złożonego z cystern bimodalnych wpisuje się on wpisuje się on w najbardziej popularną na liniach PKP PLK skrajnię według karty UIC Jest ona tożsama ze skrajnią obowiązującą w Technicznych Specyfikacjach Interoperacyjnościach oraz normą PN-EN-15273, które stanowią wykładnię do interoperacyjności kolei na terenie Unii Europejskiej. Dodatkowym atutem uruchomienia przewozów bimodalnych dla paliw jest jednorodność przewożonego materiału oraz duża i stała baza odbiorców. Największe firmy, które mogłyby być zainteresowane dystrybucją systemami bimodalnym paliw posiadają bowiem sieć baz na terenie całego kraju. W Instytucie Pojazdów Szynowych TABOR w Poznaniu opracowano zarówno naczepę - cysternę bimodalną jak i system (a nawet kilka systemów) do transportu naczep bimodalnych. Poniżej zaprezentowano najważniejsze z osiągnięć Instytutu na temat transportu paliw w systemach bimodalnych. Adapterowy tabor bimodalny Adapterowy pociąg bimodalny złożony z cystern pokazano na rys

32 Rys. 7. Pociąg złożony z cystern bimodalnych na wózkach adapterowych Bimodalna cysterna do przewozu paliw płynnych Rys. 8. Paliwowa cysterna bimodalna dla systemu adapterowego Bimodalna cysterna paliwowa pokazana na rys. 8 składa się ze zbiornika 1, ramy 2, drogowego układu jezdnego 3, nogi podporowej 4 oraz armatury paliwowej 5. Zbiornik cysterny o pojemności 32,5 m3 podzielono na pięć komór o pojemności 6,5 m3. Każda komora jest zamknięta od góry włazem 6, a w dolnej części do każdej komory doprowadzony jest rurociąg armatury paliwowej 5. Zbiornik 1 jest oparty i zamocowany na ramie 2, która na obu końcach jest wyposażona w dwa siodła z czopami kolejowymi 7 oraz otwór 8 do oparcia i połączenia cysterny na adapterach wózka kolejowego. W przedniej części ramy, za siodłami i czopami kolejowymi, jest siodło pod ciągnik drogowy z czopem drogowym 9. Do ramy 2 są przyspawane odpowiednie wsporniki, do których jest zamocowany drogowy układ jezdny 3. Napełnianie zbiornika cysterny może odbywać się dwoma metodami: odgórne, grawitacyjne, przez pokrywę włazową wyposażoną w otwór wlewowy oddolne, z hermetyzacją załadunku, w miejscach wyposażonych w odpowiednie urządzenia do załadunku z hermetyzacją. Bezadapterowy tabor bimodalny W Instytucie Pojazdów Szynowych w Poznaniu opracowano w 2002 roku kilka koncepcji bezadapterowego taboru bimodalnego, przystosowanego do prędkości maksymalnej 120 km/h przy nacisku na oś zestawu kołowego 22,5 t. Jedną z analizowanych koncepcji taboru bezadapterowego zaprezentowano w niniejszej publikacji. System bezadapterowy, polegający na bezpośrednim oparciu naczepy bimodalnej na ramie wózka 32

33 Rys. 9. Bezadapterowy pociąg bimodalny złożony z cystern paliwowych 2 kolejowego, bez stosowania adapterów, daje wiele korzyści. Przede wszystkim upraszcza konstrukcję układu biegowego, a dzięki zmniejszeniu odległości punktów podparcia naczepy na wózkach kolejowych zmniejsza się strzałka ugięcia ramy naczepy. Ma to szczególne znaczenie przy zastosowaniu naczep bimodalnych skrzyniowych. W konstrukcjach zbiornikowych, gdzie sztywność pionowa zbiornika jest znacznie większa od sztywności ramy naczepy skrzyniowej, zaleta ta traci na znaczeniu. Na rys. 9 pokazano bimodalne cysterny paliwowe posadowione na bezadapterowych wózkach kolejowych. Bimodalna cysterna paliwowa Bimodalna cysterna paliwowa dla systemu bezadapterowego (rys. 10) jest konstrukcyjnie podobna do opisanej wcześniej cysterny przeznaczonej dla systemu adapterowego. Zasadnicza różnica widoczna jest w rozwiązaniu konstrukcji końców ramy 2, której kształt i wyposażenie dostosowano do oparcia i zamocowania ramy cysterny 2 (rys. 10) na ramach półwózków wózka środkowego 2 oraz wózka końcowego 3 (rys. 9). Do połączenia ramy wózka cysterny z ramami wózków kolejowych służą: czop kolejowy 7 usytuowany w osi wzdłużnej ramy cysterny oraz dwa otwory 8 wykonane w belce poprzecznej 10, umieszczonej w ramie cysterny w odpowiedniej odległości od czopa kolejowego 7. Bezadapterowe wózki kolejowe Bezadapterowy wózek środkowy (rys. 11) składa się z dwóch jednoosiowych półwózków 1 połączonych aparatem sprzęgowym 2. Każdy z półwózków jest złożony z ramy 3, zestawu kołowego 4, usprężynowania i prowadzenia 5 zestawu kołowego, siodła z urządzeniem ryglującym 6, siodeł podpierających 7, czopów zabezpieczających 8. Cysterna bimodalna opiera się na ramie każdego półwózka w trzech punktach: na siodle 6, w którego wycięciu mieści się czop kolejowy 9 cysterny oraz na dwóch siodłach podpierających 7. Czopy zabezpieczające 8 wchodzą w otwory wykonane w belce poprzecznej ramy cysterny. Na rys. 12 pokazano konstrukcję wózka końcowego, który składa się z części służącej do oparcia i zaryglowania cysterny na ramie wózka oraz części umożliwiającej połączenie składu pociągu bimodalnego z lokomotywą. Rys. 10. Bimodalna cysterna paliwowa dla systemu bezadapterowego 33

34 Rys. 12. Bezadapterowy wózek końcowy Wnioski Prezentowany artykuł jest częścią większego opracowania mającego na celu popularyzację przewozów w systemach bimodalnych. Analiza przepisów ma doprowadzić do stworzenia odpowiednich obwarowań prawnych dla przewozów bimodalnych w aspekcie przewozów materiałów niebezpiecznych. Przewozy bimodalne charakteryzują się tym, że jednostka ładunkowa jest przeładowywana wraz z paliwem. Sama jednostka stanowi bowiem środek transportowy. W transporcie drogowym jednostka ładunkowa jest klasyczną naczepą, a w transporcie kolejowym wagonem. Dla pozostałych jednostek ładunkowych, które przewożone są w innych systemach intermodalnych, niezbędne jest zastosowanie środków przewozowych, które są niezależne od jednostki ładunkowej. Ta specyfika transportu bimodalnego może wymagać szczegółowego podejścia do przepisów ADR i RID. Jednoczesna analiza przepisów drogowych i kolejowych może doprowadzić poprawy konstrukcji naczep bimodalnych jako jednostek dwudrogowych. Porównanie przepisów pozwoli również na stworzenie jednolitych przepisów dla tego rodzaju transportu, który powinien jednocześnie spełnić przepisy drogowe i kolejowe. 34 Literatura [1] Państwowy Instytut Geologiczny [2] [3] Analiza rozwoju system dystrybucji paliw płynnych w Polsce [4] ADR. Umowa europejska dotycząca międzynarodowego przewozu drogowego towarów niebezpiecznych, [5] RID. Regulamin dla międzynarodowego przewozu kolejami towarów niebezpiecznych, [6] Marian Medwid Polski system transport kolejowo drogowego [bimodalnego] typu Tabor, Poznań 2006.

35 mgr inż. Mieczysław Stypka mgr inż. Jarosław Iwanowski mgr inż. Marcin Haba Instytut Pojazdów Szynowych TABOR Układ diagnostyki w systemie sterowania zmodernizowaną lokomotywą EU07A W niniejszym artykule przedstawiono strukturę sprzętową mikroprocesorowego układu sterowania i diagnostyki zmodernizowanej lokomotywy EU07A. Omówiono system komunikacji, przedstawiono główne funkcje realizowane przez układ sterowania i diagnostyki. Zaprezentowano przykłady wykorzystania danych z układu diagnostycznego w rozwiązywaniu wybranych problemów technicznych. Przedstawiono przebiegi wybranych sygnałów ilustrujące działanie układu diagnostyki. Omówiono elementy układu diagnostycznego zaimplementowanego w panelu operatorskim na potrzeby maszynisty oraz serwisu. Artykuł powstał w wyniku realizacji projektu badawczego pt. Prognozowanie stanu technicznego głównych systemów pojazdu szynowego na podstawie analizy zmian wartości charakterystycznych parametrów podzespołów finansowanego przez Ministerstwo Nauki i Szkolnictwa Wyższego (nr projektu N N z dnia ). 1. Wprowadzenie Lokomotywa EU07A, której modernizacja została zrealizowana wspólnie przez Instytut Pojazdów Szynowych TABOR w Poznaniu i ZNTK Oleśnica S.A. jest lokomotywą nowoczesną [1]. Składa się na to zastosowanie układów biegowych z nowymi asynchronicznymi silnikami trakcyjnymi o większej mocy, które przystosowano do prędkości 160 km/h. W pudle pojazdu wymieniono wszystkie urządzenia i zastosowano nowoczesną aparaturę wyposażoną w lokalne sterowniki mikroprocesorowe. Lokomotywa wyposażona jest w mikroprocesorowy system sterowania komunikujący się za pośrednictwem sieci CAN i umożliwiający również pełną diagnostykę pojazdu. 2. System sterowania i diagnostyki lokomotywy Mikroprocesorowy system sterowania i diagnostyki lokomotywy EU07A tworzą: panel operatorski w kabinie 1 panel operatorski w kabinie 2 sterownik pulpitowy 1 sterownik pulpitowy 2 sterownik przetwornicy sterowniki napędu i hamowania ED sterownik tablicy pneumatycznej sterownik układu przeciwpoślizgowego sterownik układu uzdatniania powietrza sterownik pośredniczący CPU723-T sterownik prędkościomierza (rejestratora) sterownik diagnostyczny HUB oraz modem GSM sterownik jazdy uproszczonej. Rys. 1. Rozmieszczenie urządzeń na lokomotywie Na rys. 1 przedstawiono rozmieszczenie poszczególnych urządzeń na pojeździe: A - Falownik 1, B - Falownik 2, C - Szafa rozdzielcza WN, D - Opornik hamowania 1, E - Przetwornica pomocnicza, F - Szafa elektroniki (UPP IPS, UPP MEDCOM), G - Falownik 3, H - Falownik 4, I - Szafa rozdzielcza, J - Tablica pneumatyczna, K Opornik hamowania 2, L Moduł uzdatniania powietrza. 35

36 Komunikacja pomiędzy poszczególnymi elementami systemu odbywa się za pośrednictwem magistrali CAN podzielonej na trzy sekcje. CAN 1: sterowniki układu napędowego i przeciwpoślizgowego (MEDCOM) CAN 2: sterowniki manipulatorów, sterownik tablicy pneumatycznej, sterownik jazdy uproszczonej CAN 3: prędkościomierz (UniControl), sterowniki przetwornic (ENIKA), sterownik układu przeciwpoślizgowego (IPS), panele operatorskie maszynisty, sterowniki pulpitowe, sterownik szafy NN, sterownik układu uzdatniania powietrza, sterownik tablicy pneumatycznej, sterownik jazdy uproszczonej. Na pulpicie pomocnika w kabinie 2 zabudowane są gniazda diagnostyczne umożliwiające łatwy dostęp do poszczególnych segmentów sieci CAN przez obsługę serwisową. Transmisja ramek pomiędzy poszczególnymi magistralami CAN realizowana jest przez następujące elementy pośredniczące: CAN 1 <> CAN 2: sterownik pośredniczący CPU723-T firmy SELECTRON CAN 2 <> CAN 3: konwerter I-7532 (Two-channel CAN Bus Bridge) firmy ICP DAS. System sterowania i diagnostyki lokomotywy EU 07A realizuje następujące funkcje: jazdę normalną jazdę w trybie uproszczonym diagnostykę lokalną (panele operatorskie maszynisty) diagnostykę zdalną (sterownik diagnostyczny HUB oraz modem GSM). Do trybu jazdy uproszczonej można przejść w przypadku awarii paneli i sterowników pulpitowych. 3. Diagnostyka lokalna z poziomu panelu operatorskiego maszynisty Załączenie panelu operatorskiego następuje po załączeniu rozrządu lokomotywy w danej kabinie. Po uruchomieniu systemu pojawia się ekran powitalny będący również ekranem wstępnej diagnostyki wszystkich podstawowych elementów lokomotywy przedstawionych na rys. 1. Gdy system wykryje w wyżej wymienionych elementach błąd następuje wyświetlenie informacji BRAK ZEZWOLENIA NA JAZDĘ. W przypadku gdy wszystkie systemy są sprawne wyświetlona zostaje informacja ZEZWO- LENIE NA JAZDĘ. Po przejściu zakładki powitalnej i zezwoleniu na jazdę zostaje wyświetlony ekran główny Jazda przedstawiony na rys. 2. Na ekranie tym przedstawione są wartości prądów trakcyjnych [A], napięcia trakcyjnego [kv], prędkości [km/h], siły zadanej [kn], siły realizowanej [kn], potwierdzenie wybranego kierunku oraz ograniczenia prędkości. Na ekranie głównym znajdują się kontrolki przedstawiające stan wybranych aparatów jak np. odbieraki, wyłącznik szybki, wentylatory, sprężarki itp. Na pasku w dolnej części ekranu znajdują się przyciski wyboru poszczególnych zakładek: Jazda, Aktual. kom., Opcje, Wył. nadpr., Diag. świateł, Tablica pneum., Diag. układu, Próby ham., Rejestr awarii, Powrót powrót do ekranu głównego. Rys. 2. Ekran główny prezentowany na panelu maszynisty 36

37 Ekran Aktualne komunikaty służy do podglądu bieżących stanów awaryjnych oraz powiadomień. W ramce pod napisem Zdarzenie wyświetlone zostają ogólne błędy dotyczące całego pojazdu oraz zakomunikowane błędy danego elementu. Aby zobaczyć dokładniejszy opis należy nacisnąć przycisk z danym elementem umieszczony na dole ekranu: a) Falownik diagnostyka falowników b) Pulpit diagnostyka pulpitów c) RWN Rozdzielnia Wysokiego Napięcia d) Szafa NN Szafa Niskiego Napięcia e) UZD Uzdatnianie powietrza f) UPP Układ przeciwpoślizgowy IPS g) Przetw. Pomoc. przetwornica pomocnicza h) Tab. Pneum. tablica pneumatyczna. Ekran Opcje służy do wyboru dodatkowych funkcji na postoju lokomotywy: Test test smarowania obrzeży kół oraz załączanie i wyłączanie samego smarowania. Test lampek do sprawdzania poprawności wszystkich lampek pulpitowych. Po naciśnięciu przycisku lampki załączają się na 10 s po czym gasną. Wentylatory silników trakcyjnych mający na celu załączenie z pełną prędkością obrotową wentylatorów silników trakcyjnych na postoju. Opcja ta może zostać załączona wyłącznie w przypadku neutralnej pozycji jazdy. Rozruch pod górę umożliwiający ruszenie lokomotywy ze składem w przypadku postoju na wzniesieniu. Zmiana średnicy obręczy Zerowanie przetoczenia powodujący przejście do kolejnego okna. Ekran Wyłączniki nadprądowe zawiera stan wyłączników nadprądowych. Poszczególne wyłączniki oznaczone są symbolami schematowymi oraz opisem pojaśniającym, którego elementu dotyczą. Jeżeli kolor napisu jest czerwony to dany wyłącznik nie jest załączony, natomiast kolor zielony oznacza, że wyłącznik jest załączony. Ekran Diagnostyka świateł pojazdu prezentuje, które światła i w jakiej pozycji zostały załączone. Światła lokomotywy będą diagnozowane poprzez wizualizacje odpowiednich stanów. Poszczególne elementy będą zmieniały swój kolor w zależności od załączonego światła (światło białe, światło czerwone). Ekran Tablica pneumatyczna przedstawia schemat tablicy pneumatycznej wraz z następującymi wskazaniami: stopień hamulca zespolonego (w zakresie od 0 do 11) stopień hamulca dodatkowego (w zakresie od 0 do 100%) zadziałanie hamulca bezpieczeństwa wartość ciśnienia w przewodzie głównym wartość ciśnienia w zbiorniku sterującym wartość ciśnienia w zbiorniku rozrządu wartości ciśnień w cylindrach hamulcowych wózków A i B. W dolnej części ekranu znajdują się dwa przyciski Sprężarki główne i Sprężarka pomocnicza. Po naciśnięciu danego przycisku przechodzi się do kolejnych zakładek z danymi dotyczącymi wybranej sprężarki. Ekran Diagnostyka układu przedstawia schemat rozmieszczenia poszczególnych elementów systemu sterowania. W razie jakiegokolwiek konfliktu któregoś z elementów następuje podświetlenie danego bloku na czerwono. Kolejnym elementem, na który warto zwrócić uwagę jest tabela zatytułowana Brak ramek. W przypadku, gdy któraś z ramek CAN nie jest przesyłana do panelu operatorskiego, jej nr i opis zostaje wyświetlony w tym okienku. Po wybraniu odpowiedniej zakładki wyświetlane są ekrany dotyczące poprawność pracy takich elementów systemu jak: a) napęd trakcyjny b) układ przeciwpoślizgowy c) tablica pneumatyczna d) sterownik manipulatora 1/2 e) układ uzdatniania powietrza f) przetwornica pomocnicza g) prędkościomierz h) szafa NN i) sterownik pulpitowy 1/2. Ekran Próby ham. umożliwia maszyniście przeprowadzenie następujących prób: 1. Próba Sygnałów pulpitowych 2. Próba Szczelności lokomotywy 3. Próba Szczelności pociągu 4. Próba Szczelności pociągu towarowego 5. Próba Manipulatora hamulca zespolonego 6. Próba Manipulatora hamulca dodatkowego 7. Próba Hamulca pneumatycznego 8. Próba Hamulca elektrodynamicznego 9. Próba Hamulca zespolonego automatyczna 10. Próba Hamulca dodatkowego automatyczna. Ekran Rejestr awarii, jest dziennikiem wszelkich komunikatów, awarii i powiadomień. W zależności od priorytetu komunikat może być wyświetlony w kolorze zielonym, żółtym lub czerwonym (od najmniej do najbardziej ważnego). Wraz z komunikatem zapisany zostaje czas wystąpienia danego zdarzenia. 4. Diagnostyka zdalna przez sieć GSM Modemy GSM umożliwiają przesyłanie danych na rozległym obszarze obejmującym zasięg działania sieci danego operatora. Zastosowanie transmisji GSM eliminuje konieczność przebywania na pojeździe 37

38 pracownika oddelegowanego jedynie w celu zebrania danych diagnostycznych z pojazdu znajdującego się często kilkaset kilometrów od siedziby firmy. Pozwala również zminimalizować koszty i racjonalnie wykorzystać czas pracy pracowników, gdyż zbieranie danych diagnostycznych odbywa się automatycznie, 24h / dobę, bezpośrednio na komputer znajdujący się w naszym biurze a koszty zakupu modemu i opłacenie abonamentu nie przekraczają wydatków związanych z kilkoma wyjazdami służbowymi pracowników. Jedynym minusem jest to, że polscy operatorzy komercyjnych sieci GSM nie oferują 100% pokrycia szlaku kolejowego. Szczególnie do omawianego zastosowania nadawałby się kolejowy system GSM- Rail, który w Polsce jest jednak dopiero w początkowej fazie wdrażania [2]. Rys. 3. Tor zdalnej transmisji danych z lokomotywy do centrum diagnostycznego za pośrednictwem sieci GSM W rozwiązaniu wdrożonym na lokomotywie EU07A zastosowano modem OnCell G3150 firmy MOXA. Jest to komórkowy modem IP w wykonaniu przemysłowym umożliwiający bezprzewodową komunikację z urządzeniami wyposażonymi w port szeregowy znajdującymi się w trudnodostępnych lokalizacjach [3]. Modem może pracować w sieciach GSM / GPRS / EDGE w czterech pasmach częstotliwości: 900 / 1800 MHz (Europa), 850 / 1900 MHz (USA). Po zainstalowaniu sterownika MOXA On- Cell Windows Driver Manager na komputerze z dostępem do Internetu port szeregowy modemu widoczny jest jako wirtualny port COM komputera. Tor zdalnej transmisji danych diagnostycznych z lokomotywy do centrum diagnostycznego za pośrednictwem sieci GSM przedstawiono na rys. 3. Sterownik HUB odbiera wszystkie ramki z magistrali CAN i na ich podstawie tworzy ramkę diagnostyczną zawierającą informacje dotyczące całego systemu sterowania (ponad 1800 parametrów diagnostycznych!). Ramka diagnostyczna przesyłana jest co 100 ms do modemu GSM za pośrednictwem interfejsu RS-232 jako ciąg 500 znaków ASCII. Modem GSM retransmituje odebrane ramki do komputera pełniącego rolę centrum diagnostycznego. Odbiór danych diagnostycznych z wirtualnego portu COM komputera realizowany jest przez aplikację diagnostyczną EU07A DiagGSM. Na rys. 4 przedstawiono wygląd okna programu EU07A DiagGSM. Program ten realizuje następujące funkcje: 1. obsługa wirtualnego portu COM stowarzyszonego z modem GSM (otwarcie / zamknięcie portu) 2. odbiór ramki z danymi diagnostycznymi z portu szeregowego komputera i dekodowanie jej zawartości z ciągu znaków ASCII na wartości poszczególnych danych diagnostycznych 3. wizualizacja danych diagnostycznych odbieranych z systemu modułów diagnostycznych 4. archiwizacja danych diagnostycznych odbieranych ze sterownika zapis wartości danych diagnostycznych do pliku tekstowego o formacie nazwy gwarantującym jego jednoznaczną identyfikację. Rys. 4. Aplikacja diagnostyczna EU07A DiagGSM zakładka z danymi z układu przeciwpoślizgowego IPS 38