Samvirke mellom rullende materiell og spor

__NUMBEREDHEADINGS__

Lenke til PDF-filen: Samvirke mellom rullende materiell og spor

INNLEDNING

Studiet av de dynamiske bevegelser til det rullende materiell ved framføring på et skinnegående spor er meget komplisert. Dette har sammenheng med de dynamiske belastninger som hjulsettet utsettes for når det beveger seg på skinnegangen. Men bevegelsen til det rullende materiell følger allikevel grunnleggende dynamiske prinsipper. Dette gjelder både vertikalt og lateralt samt rulling.

Temaet samvirke rullende materiell/bane er delt inn i to kapitler. Denne første delen omhandler vognens bevegelser på sporet, herunder konisitet og vogndynamikk. Forhold knyttet til adhesjonsegenskaper og kryp er beskrevet i del 2.

Et spor blir aldri helt perfekt. Ved meget lange bølgelengder vil den geometriske linjeføringen mht. sporet lateralt og vertikalt samt i lengderetning påvirke bevegelsene til vogn og boggi . Ved korte bølgelengder vil uregelmessigheter i skinnene føre til urolige bevegelser. Riktig konstruksjon og oppbygging av sporet og underbygningen samt definert og planlagt vedlikehold vil redusere amplitudene på sporfeilene.

Det er gjennom lang tid observert at amplituden for ulike sporfeil er en funksjon av bølgelengder. Jo større bølgelengden er, jo større er vanligvis amplituden i sporfeilen. Dette er illustrert i figur 2.1 En sporfeil av type A vil oppstå langt oftere enn en sporfeil av type B for samme bølgelengde. Videre vil en sporfeil av type C med større amplitude ved lang bølgelengde oppstå like lett som en sporfeil av type A ved kort bølgelengde. Som en første tilnærming kan gjøres den antakelse at størrelsen på amplituden til en sporfeil er en funksjon av sporets bølgelengde.

Figur 1 Kvantifisering av ulike sporfeil (amplituder) som funksjon av bølgelengder.

SAMVIRKE RULLENDE MATERIELL/BANE

Samvirke mellom det rullende materiell og bane er et meget vidt begrep, men skal i det etterfølgende begrenses til det som kalles gangdynamikkeller gangegenskaper.

Dette omfatter:

• Bevegelser av det rullende materiell på skinnebundet spor
• Krefter mellom rullende materiell og spor (sporkrefter)

Følgende hendelser kan relateres til ovenstående:

• Avsporinger
• Slitasjeav f.eks. hjul og skinner
• Komfortfor de reisende

Følgende aspekter er relatert til gangdynamiske prinsipper:

• Sikkerhetsom en funksjon av hastighetog sporstandard
• Tillatt lastkapasitettil det rullende materiell som funksjon av påkjenninger på sporet
• Togets tillatte hastighetpå grunn av sporgeometrisk linjeføring
• Passasjerenes opplevelser av reisen samt risiko for forskyvning av lasten og dermed skader på gods
• Vedlikeholdskostnader på det rullende materiell og på sporet

Kjøreegenskapene til det rullende materiell har stor betydning for:

• Sikkerhet
• Komfortog skader på gods
• Økonomi

Gjeldende utviklingstendenser er framføring av tog med tyngre laster og med større hastigheter. Disse aspektene er i høy grad avhengig av god kjøredynamikk.

I forbindelse med kjøreegenskapene til det rullende materiell på skinnebundet spor skal det beskrives noen grunnleggende begreper:

• Statisk tilstandinntreffer når det rullende materiell står stille på et perfekt spor.
• Kvasistatisk tilstander den tilstand som opptrer når det rullende materiell framføres med konstant hastighetpå et perfekt spor. Det forutsettes atdette sporet har konstant kurveradiusmed konstant overhøyde. Videre eksisterer det konstante friksjonsforhold mellom hjul og skinne. Dette medfører at alle krefter eller forskyvninger i det rullende materiell og mellom det rullende materiell og sporet er konstant hele tiden.
• Dynamisk tilstand definerer de bevegelser og tilleggskreftersom det rullende materiell utøver på grunn av sporfeil, endring av opprinnelig sporgeometri, endring av hastighetog friksjoni sporet. Selvgenererende bevegelser som f.eks. sinusforløpog ustabilt løpinngår i begrepe

Vognenes vibrasjonsmønster

I dette avsnittet skal det gis en beskrivelse av bevegelsene til det rullende materiell.

Det er 6 mulige bevegelser for alle komponenter til det rullende materiell ved framføring på et skinnegående spor. Dette gjelder for selve vognkassen, boggirammenog hjulsettet. Bevegelsene er vist samlet i figur 2.2.

Bevegelser		Engelsk betegnelse	Norsk betegnelse
Translasjonsbevegelse i kjøreretningen (X -retning)	Langsgående bevegelse eller longitudinell bevegelse	X Longitudinal	Rykk i kjøreretningen
Translasjonsbevegelse i tverretningen (Y -retning)	Sidebevegelse eller lateral bevegelse	Y Lateral	Sidesleng
Translasjonsbevegelse vinkel rett mot sporplanet	Vertikalbevegelse	Z Vertical, bounce	Hopping
Rotasjons -bevegelse i et plan tvers på lengderetninge)	Vognbevegelse	φ Roll, sway	Rulling
Rotasjons bevegelse i et langsgående vertikalplan		χ Pitch	Galoppering elle vipping
Rotasjons - bevegelse i selve sporplanet		ψ Yaw	Svingning

Langsgående bevegelser eller rykkav vognene har sammenheng med stivhetsparametre i forbindelse med buffere i en togformasjon.

Figur 2.2 Frihetsgrader mht. bevegelser til en jernbanevogn og vognens hovedkomponenter

Jernbanevogner er vanligvis symmetriske om den vertikale akse. Dette er illustrert i figur 2.3. Vertikale ujevnheter i sporet kan antas å påvirke vognens bevegelser symmetrisk om denne aksen.

Figur 2.3 Det rullende materiell er vanligvis symmetrisk om den vertikal akse.

Bevegelser mht. hoppingog galopperinger overveiende uavhengige av laterale ujevnheter i sporet og rulling. Hopping og galoppering opptrer derim i spor med ujevnheter i vertikal retning og er illustrert i figurene 2.4 og 2.5.

Figur 2.4 Illustrasjon mht. hoppingav vogn.

Figur 2.5 Eksempel på galoppering av vogn

På grunn av jernbanevognenes konstruksjon er vognmateriellet ikke symmetrisk om noen lateral akse. Lateral bevegelse og rulling vil derfor oppstå samtidig. Disse 2 sammenkoblede bevegelsene kan beskrives som øvre rulling og nedre rulling. Bevegelsene er vist i figurene 2.6 og 2.7.

Figur 2.6 Eksempel på øvre rulling av vognmateriellet

Figur 2.7 Eksempel på nedre rulling av vognmateriellet

Ved nedre rulling har rotasjonssenteret et lavt nivå, mens for øvre rulling ligger rotasjonssenteret høyere oppe. Frekvensen for den øvre liggende rulling vil vanligvis være høyere enn for den lavere liggende rulling.

Svingningsmønsteret (yaw) er vist i figur 2.8

Figur 2.8 Svingningsmønsteret for en vogn

Typiske frekvensområder for ulike bevegelser er:

• Lavere rulling: 0,6 Hz
• Svingning: 0,9 Hz
• Hopping: 1,0 Hz
• Galoppering: 1,4 Hz
• Øvre rulling: 1,6 Hz

Reaksjonsmønsteret til en virkelig vogn er meget komplekst. Dette gjelder også når vognen framføres på et idealisert spor. Denne kompleksiteten er sammensatt av et antall av fysiske effekter. Det er nødvendig å beskrive samspillet av disse fysiske effektene for å få innsikt i forståelsen av hvordan vognen oppfører seg i et spor.

VOGN I FJÆR/DEMPER-SYSTEM

I det foregående avsnittet er bevegelsene til det rullende materiell beskrevet og illustrert. I dette avsnittet skal bevegelsene uttrykkes matematisk. Dette er særlig tilfelle for den vertikale bevegelse.

Masse med et enkelt fjær/demper-system

En masse som sitter på et fjæropplegg, har et system med en frihetsgrad. Bevegelsen til massen vil bli påvirket av vertikale ujevnheter i sporet. Dette er vist i figur 2.9.

Figur 2.9 Masse med et enkelt fjæropplegg og dempe

Denne massen vil utøve resonansved en naturlig frekvens som er gitt ved formelen:

$f_{n}={1 \over 2\pi }{\sqrt {k \over m}}$

(2.1)

Her betyr:

fn = naturlig frekvens [Hz], [s ^-1]

k = fjærstivhet[N/m]

m = masse [kg]

Uten dempingi systemet vil bevegelsen gå mot uendelig ved den naturlige frekvensen. Systemet utføres derfor med en demper med gitte karakteristikker:

c = demperkonstant[N/v], [N/m/s], [Ns/]

Det er mulig å påvirke området for resonansfrekvenser gjennom parametrene k og m. En stiv fjær vil gi høye frekvenser og en tung masse vil medføre lave frekvenser.

Det defineres følgende parameter:

$\omega _{0}=2\pi f_{n}={\sqrt {k \over m}}$

(2.2)

Dette gir:

${\omega _{0}}^{2}={k \over m}$

(2.3)

Videre defineres:

${c \over m}={2\zeta \omega _{0}}$

(2.4)

Dette gir:

${\zeta }={c \over 2m\omega _{0}}$

(2.5)

ω₀ kan identifiseres som systemets resonansfrekvens(egenfrekvens) ved en dempingsfaktorlik 0 (ingen dempingi systemet).

ζ defineres som den relative dempingi forhold til kritisk demping:

${\zeta }={c \over c_{KRITISK}}$

(2.6)

hvor

$c_{KRITISK}={2{\sqrt {km}}}$

(2.7)

Den dempede naturlige frekvens blir:

$f_{d}=f_{n}{\sqrt {1-\zeta ^{2}}}$

(2.8)

Ved lave frekvenser vil massen følge uregelmessighetene i sporet ved langsgående bevegelse. Dette gjelder både for vertikal forskyvning og for akselerasjonsbevegelser til vognkassen. Ved massens egenfrekvens vil aktivitetene oppnå særdeles høye verdier. Ved økende frekvenser avtar verdiene igjen.

Det er mulig å øke nivået på dempingen. Det må imidlertid bemerkes at dempere i motsetning til fjærer er meget sensitive i høyere frekvensområder. Dette har sammenheng med at dempere reagerer som funksjon av hastighet. Fjærene får forskyvninger på grunn av uregelmessigheter i sporet.

Disse forholdene er vist i figur 2.10. Diagrammet viser forsterkningen i akselerasjonen uttrykt ved ÿ/w0til en masse som funksjon av frekvensområdet w(opptredende frekvenser). Forsterkningen i akselerasjonen er illustrert ved ulike nivåer på dempingen.

Figur 2.10 Forsterkning av akselerasjonen som funksjon av svingningsfrekvens samt nivå på dempere

Egenskapene blir:

• lav dempingmedfører stor forsterkning ved resonans
• høy dempinggir stor forsterkning i akselerasjonen ved høye frekvenser
• høy dempingoppleves som vibrerende ved høyfrekvente forstyrrelser

En viktig oppgave er derfor å konstruere den optimale demping.

Masse med fjær og demper med innebygget fjær

Overføring av energi til massen m kan reduseres betydelig ved innføring av fjær i dempersystemet. Dette er illustrert i figur 2.11. Litt elastisitet vil alltid opptre i hydrauliske dempere på grunn av sammentrykkingen av olje samt fleksible innfatningskomponenter i dempersystemet. Det er vanligvis verdifullt å benytte slike fleksible innfatningskomponenter for å få kontroll over systemet.

Figur 2.11 Modell av vogn med fjær i dempersystemet

Kombinasjonen av demper og en fjær i dempersystemet har bruddfrekvens som er definert iht. følgende formel:

$f_{b}={1 \over 2\pi }\left({k_{ss} \over c}\right)$

(2.9)

Her betyr:

k_ss= stivhet i fjæren til dempersystemet

c= demperkonstant

f_b= bruddfrekvens

Ved frekvenser lavere enn bruddfrekvensen vil systemet opptre hovedsakelig som demper. Ved frekvenser høyere enn f_b vil systemet virke som en fjær. Et passende valg av bruddfrekvens vil gi akseptabel demping ved naturlig frekvens. Dermed vil overføring av vibrasjoner ved høyere frekvenser bli redusert.

En verdi av k_ss = 10 k vil medføre et meget stivt system. Ved lavere verdier av k_ss blir systemet mykere. Dette medfører at overføring av energi til massen m ved høyere frekvenser minsker betraktelig. Imidlertid vil forholdet føre til en viss økning i overføring av energi ved resonansfrekvens. Det vises til figur 2.12. Y-aksen illustrerer akselerasjonen uttrykt ÿ/ω₀ og x-aksen frekvensområdet uttrykt ved ω.

Det kan vises matematisk at for et system med én frihetsgrad vil den optimale oppførselen til massen skje ved et nivå i dempingen på 20 % og en stivhet i dempersystemet k_ss som er 2 ganger større enn fjærstivheten k.

Figur 2.12 Effekt av fjæropplegg i dempersystemet.

Effekten av primærfjær i systemet

Dersom det innføres en primærfjær, dannes et system med 2 masser. Dette systemet har 2 frihetsgrader og dermed 2 egenfrekvenser (naturlige frekvenser). Egenfrekvensene vil være avhengige av stivhetene til de 2 elastiske fjærene. Det vises til figur 2.13.

Figur 2.13 System med 2 masser og innebygget primærfjær og sekundærfjær

Den dynamiske bevegelse til et slikt system som beveger seg på et idealisert spor, er vist i figur 2.14.

Betydningen av 2 separate resonansfrekvenser kan observeres. Massen av boggien er mye mindre enn massen av. Samtidig er den primære fjæren mye stivere. Dette medfører at den naturlige frekvensen til sekundærfjæren blir høyere (7 Hz).

Primærfjæren filtrerer bort mye av de høyfrekvente bevegelsene som oppstår på grunn av ujevnheter i sporet. Jo mykere primærfjæren er, jo større blir effekten av filtreringen.

Figur 2.14 Dynamisk oppførsel til system med 2 masser

Det må imidlertid bemerkes at kontakten hjul - skinne i tillegg introduserer høyere frekvenser som må isoleres (beskrevet ved Hertzian-fjæren).

Toakslede vogner

En lang masse har normalt opplegg mot sporet i 2 punkter. En to-akslet vogn er et slikt eksempel. Vognen har de 2 frihetsgradene hopping og vipping (galoppering). Generelt vil disse frihetsgradene opptre i forskjellige frekvenser og ha forskjellige nivåer mht. demping. I tillegg vil de geometriske egenskapene til vognen filtrere effekter av påvirkninger fra uregelmessigheter i sporet. Ved bestemte bølgelengder i sporet vil hoppingen av vognen skje med full amplitude iht. sporets uregelmessigheter. Ved andre bølgelengder vil den vertikale amplitude i forbindelse med hoppingen bli mindre.

Vippingen av vognen vil ved bestemte bølgelengder kunne skje med full amplitude.

Det vises til figurene 2.15 og 2.16.

Figur 2.15 To-akslet vogn som utsettes for hopping.

Figur 2.16 To-akslet vogn som utsettes for vipping(galoppering)

Det forutsettes en lengde mellom akslene til vognen lik L. Den maksimale hoppingen til vognen inntreffer ved definerte bølgelengder i sporet. Likeledes vil det ved andre bølgelengder i sporet ikke være hopping i det hele tatt. Dette er vist i tabellen under. Det samme gjelder for vipping. For den illustrerte vognen vil det være 2 tilfeller av vibrasjonsmuligheter med forskjellige egenfrekvenser og nivåer på demping som oppstår på grunn av ulike bølgelengder.

Bølgelengdene som forårsaker hoppingen og vippingen, er bare avhengige av avstanden mellom punktene for uregelmessighetene i sporet. Frekvensene for når vibrasjonene opptrer, vil derfor være avhengig av hastigheten. Siden hvert tilfelle har en spesifisert egenfrekvens, vil hoppingen av vognen (massen) bli utøvet ved en bestemt hastighet. Ved andre hastigheter vil avstanden mellom uregelmessighetene i sporet kunne forårsake en filtrerende effekt ved sammenligning med et system med ekvivalent enhetsmasse.

Tabell 2.1 Hopping og vipping ved ulike bølgelengder

Bølgelengde	Hopping av vogn	Vipping av vogn
Uendelig	Maksimum	Null
2 L	Null	Maksimum
L	Maksimum	Null
2L/3	Null	Maksimum
L/2	Maksimum	Null
2L/5	Null	Maksimum

Effekten av den geometriske filtreringen er meget kompleks, selv for idealisert spor. Dette er illustrert i diagram 2.17. Diagrammene illustrerer vertikalbevegelser og galoppering(vipping) for en to-akslet vogn med avstand mellom akslene på 9 m.

Figur 2.17 Dynamisk opptreden av en typisk to-akslet vogn mht. vertikalbevegelse og galoppering.

Virkelige opptredende sporfeil kan forårsake mer komplekse bevegelser. Bevegelsene til to-akslede vogner kan forverres betydelig ved bestemte hastigheter dersom en bølgelengdeved maksimal hendelse mht. hopping eller vipping sammenfaller med en bølgelengde hvor uregelmessighetene i sporet er særdeles store.

Det faktum at både hopping og vipping opptrer i en vognkasse, medfører for passasjeren at akselerasjonen varierer langs vognkassen. En passasjer som sitter midt i vognen, vil bare føle hoppingen. En annen passasjer i endene av vognen vil i tillegg føle vertikal bevegelse fra vippingen. På grunn av dette vil sannsynligvis komforten oppfattes å være betydelig bedre midt i vognen enn i vognende. Dette er anskueliggjort i diagram 2.18.

Figur 2.18 Akselerasjoner i vognkassemidt på og i ende.

Et annet forhold er at vognen blir utsatt for momentbøyning. Amplituden av bøyebevegelsen er naturligvis størst i vognmidt. Bøyningen kan føre til opplevelser av vibrasjoner for passasjeren.

Effekten av boggier

En boggi vil utøve tilsvarende løpeegenskaper ved framføring som en toakslet vogn. Hopping og vipping vil også for en boggi være avhengig av bølgelengder for ujevnheter i sporet samt avstand mellom hjulsatsene til boggiene. Imidlertid vil normalt vogner med boggier være betydelig lenger enn to-akslede vogner.

Et annet viktig aspekt er at selve boggien vil utøve et geometrisk tilleggsfilter for å ta opp uregelmessigheter i sporet. Bølgelengder som påvirker hoppingen av en boggi, vil normalt ikke bli overført til vognkassegjennom sekundærfjæringen. Det vises til figur 2.19

Figur 2.19 Vogn med 2 boggier

Boggiene introduserer flere frihetsgrader enn de som påvirker hopping og vipping. Dermed oppstår flere resonansfrekvenser i systemet. Vipping av boggien ved resonansfrekvensene vil bare ha liten innflytelse på bevegelsen av selve vognkassen. Derimot vil hoppingen av boggien i frekvensområdene for resonans ha stor virkning på bevegelsen i vognkassen.

Løpeegenskapene til en vogn med boggier som framføres på et idealisert spor, er vist i figur 2.20. Som eksempel er avstanden mellom boggiene blitt holdt den samme som for en to-akslet vogn med akselavstand lik 9,0 m. I tillegg er avstanden mellom akslene i boggien lik 2,0 m. Det framkommer at bevegelsen til vognen med boggier er sammenfallende med bevegelsene til den to-akslede vognen. Det er imidlertid et fall i aktiviteten ved en frekvens på 7,5 Hz som tilsvarer en bølgelengde på 4,0 m ved hastighet lik 30 m/s. Dette er et resultat av den geometriske filtreringen av boggien. Togframføring mht. komfort blir bl.a. betydelig forbedret.

Figur 2.20 Akselerasjonsegenskaper for vognkasse med boggier

I denne diskusjonen er så langt effekten av kontakten hjul/skinne ikke berørt. Kontakten mellom hjul og skinne influerer særlig på den vertikale bevegelse. Lateral bevegelse oppstår i prinsippet av samme grunn. Men i tillegg vil det for den vertikale bevegelse genereres kinematiske bevegelser på grunn av vibrasjoner i boggiene. Frekvensen i disse vibrasjonene samt dempingen vil være avhengig av hastigheten. Noen av bevegelsene vil bli overført til vognkassen, andre ikke.

Det er allerede påpekt at høy demping oppleve s som vibrerende ved høyfrekvente bevegelser eller forstyrrelser. En viktig oppgave er derfor å optimalisere dempingen.

Én mulighet er å gjennomføre fjæring i 2 trinn, slik at fjæringen i det første trinnet virker på den mellomliggende masse (f.eks. boggier). Det andre trinnet i fjæringen skal virke på den massen (dvs. vognkasse) som isoleres fra underlagets ujevnheter (sporet). Det er nettopp dette som skjer ved et rullende materiell som er utstyrt med primær- og sekundærfjæring med mellomliggende boggimasse. Massen i boggien virker som et filter for høyfrekvente forstyrrelser.

Matematiske vibrasjonsmodeller

I den klassiske fysikken eller mekanikken blir det beskrevet matematiske modeller for bevegelser av legemer som vibrerer eller som blir utsatt for forstyrrelser på grunn av ujevnheter i underlaget. Modellene tar gjerne utgangspunkt i bevegelsesforløp som funksjon av tiden.

Et enkelt ekvivalent system for beskrivelse av vibrasjoner består av en konsentrert masse med et fjærsystem. Denne massen blir utsatt for en framføringskraft og samtidig en retarderende kraft som forårsakes av demperelementet. Et slikt system er vist i figur 2.21. Massen m kan tenkes plassert i en generell posisjon som er forskjøvet i en avstand x fra nøytralstillingen. Kraften i fjæren med stivhet k er i denne stillingen (nøytralstillingen) lik 0. Det forutsettes at fjæren er tilknyttet et ubevegelig og udeformerbart fundament. Massen beveger seg iht. en kraft F = f(t) som altså blir uttrykt som en funksjon av tiden. Men samtidig blir bevegelsen til massen retardert i demperelementet ved en kraft som vil være proporsjonal med hastigheten. Denne type av såkalt friksjonsretardasjon blir betegnet som viskosiøs demping. Denne viskosiøse dempingen kan framstilles på flere måter.

Figur 2.21 Bevegelse av masse m i en avstand x fra nøytral posisjon.

I figur 2.21betyr:

m = masse til legemet (kg)

F = kraft som massen m blir utsatt for (kN)

kx = retarderende kraft (kN)

k = fjærstivhet(kN/mm)

x = tilbakelagt vei fra nøytralstilling til fjæren (mm)

c = den viskosiøse demperkonstant(N/m/s)

x = hastighet(m/s)

Newton’ s 2. lov lyder:

$K=m{\ddot {x}}$

(2.10)

Ved anvendelse av denne lov kan bevegelsen i x-retningen beskrives:

$F-kx-c{\ddot {x}}=m{\ddot {x}}$

(2.11)

Denne likningen kan omformes til:

$m{\ddot {x}}+c{\dot {x}}+kx=F$

(2.12)

Et system som ligner på det foregående, er vist i figur 2.22. Det forutsettes at fjæren er forbundet med et underlag eller et fundament som har fått en forskyvning som funksjon av tiden lik δ = δ (t). Denne forskyvningen kan enten ha framkommet ved bevegelse av fundamentet eller ved deformasjon. Dersom x er den absolutte forskyvning av massen m målt fra nøytral posisjon ved δ = 0, vil fjæren få en spenning:

$k(x-\delta )$

(2.13)

For øvrig er betegnelsene de samme som i foregående figur.

Figur 2.22 Bevegelse av masse m i en avstand x fra nøytral posisjon når opplageret til fjæren får en forskyvning.

Dersom hastigheten til deformasjonen av underlaget neglisjeres, blir formelen:

$-c{\dot {x}}-k({x-\delta })=m{\ddot {x}}$

(2.14)

Denne kan omskrives til:

$m{\ddot {x}}+c{\dot {x}}+kx=k\delta$

(2.15)

Vi ser at kraften F i figur 2.15 er erstattet av uttrykket kδ , dvs. produktet av fjærstivhet og bevegelse av fjæren på grunn av forskyvning av fundamentet.

Likningene

$m{\ddot {x}}+c{\dot {x}}+kx=F$

(2.16)

og

$m{\ddot {x}}+c{\dot {x}}+kx=k\delta$

(2.17)

er lineære differensiallikninger av 2. grad og blir benyttet til å beskrive bevegelsene til mange systemer, bl.a. også i jernbaneteknikk i forbindelse med framføring av rullende materiell.

Differensiallikningene lar seg løse ved standardprosedyrer. Noen eksempler relatert til jernbaneteknikk vises i det etterfølgende.

Grunnleggende prinsipper

Som kjent framføres det rullende materiell på et spor med diverse komponenter. Sporet utgjør et byggverk som lar seg opprette mer eller mindre jevnt, men sporfeil i vertikal retning vil alltid være tilstede. Komforten ville naturligvis bli meget god i et feilfritt spor. Men en idealisert jevnhet er ikke mulig å oppnå uten at kostnadene blir enormt store.

Nettopp av kostnadsgrunner både ved nybygging og ved vedlikeholdsarbeider vil sporet alltid bli overlevert med sporfeil innenfor definerte toleransegrenser. Dette medfører at det er det skinnegående materiell som må bli utformet på en slik måte at virkningen av uregelmessighetene i sporet blir redusert mht. komfort. Dette skal imidlertid ikke oppfattes dit hen at et spor kan ferdigstilles med sporfeil. Det skal innenfor akseptable kostnader søkes å bygge et spor så feilfritt som mulig og sporet skal ved overtagelse i alle fall være i samsvar med definerte toleransegrenser.

Uregelmessigheter og ujevnheter under eller på rullende hjul vil føre til støtbevegelser som merkes. Av den grunn er vognmateriellet fjæret. Materiell for frakt av passasjerer har alltid to fjærer i seriekopling. Dette betyr at de har en primærfjær for boggirammen og en sekundærfjær for selve vognkassen.

Selv med fjærer i seriekopling vil vognkassen bli utsatt for bevegelser og akselerasjoner ved ujevnheter i sporet. Det skal beskrives hvordan ujevnheter i sporet kan skape akselerasjoner i vognkassen.

Fjærer medfører at en masse m tilbakelegger en bestemt veg. Denne bevegelsen vil resultere i en kraft. Fjærstivhet er definert som forholdet mellom kraft og veg. Jo mykere fjæren er, jo mindre blir fjærkraften ved bevegelse over samme veg. Dersom en masse m med hjul ruller over en vertikal ujevnhet med høyde h, kan kraften under forutsetning av gitt fjærstivhet beregnes:

$h\cdot c=F$

(2.18)

h er ujevnhet i høyde

c er fjærstivhet til et legeme

m er legemets masse

Newtons lover sier at aksjon er lik reaksjon. Dette medfører at fjærkraften F virker i motsatt retning på hjulet og massen i samsvar med følgende uttrykk:

$F=m\cdot {\ddot {z}}$

(2.19)

Figur 2.23 Kjøretøy som masse-fjærsystem hvor fjærkrefter og forskyvninger opptrer ved passering av en enkel ujevnhet.

Figur 2.23 viser at fjæren vil overføre ujevnhetene ved hjulet til massen m₁ over fjærkraften F₁ i bevegelser med en akselerasjon ¨z₁:

$h\cdot c_{1}\rightarrow F_{1}\rightarrow m_{1}\cdot {\ddot {z}}_{1}$

(2.20)

Derav kan utledes:

${\ddot {z}}_{1}={c_{1} \over m_{1}}\cdot h$

(2.21)

Uttrykket c₁/m₁ er proporsjonalitetsfaktoren og i denne inngår både fjærstivheten og massen.

I en seriekobling av fjærer gjentar den samme effekten seg for sekundærtrinnet. Den vertikale bevegelse z₁ til den mellomliggende masse m₁ forårsaker sammen med sekundærfjæren med stivhet c₂ en akselerasjon ¨z₂ til massen m₂ som beregnes til:

${\ddot {z}}_{2}={c_{2} \over m_{2}}\cdot z_{1}$

(2.22)

Igjen er c₂/m₂ en proporsjonalitetsfaktor og i denne inngår både fjærstivheten og massen.

Det er naturligvis om å gjøre å konstruere vognen på en slik måte at akselerasjonene ¨z₁ og ¨z₂ blir så lave som mulig ved passering av en ujevnhet med høyde h. De to proporsjonalitetsfaktorene c₁/m₁ og c₂/m₂ har en avgjørende betydning.

Likningene ovenfor kan omskrives:

${{{\ddot {z}}_{1} \over h}\left[{{m \over s^{2}} \over mm}\right]}={{c_{1} \over m_{1}}\left[{{N \over mm} \over kg}\right]}={\left[{{kgm \over c^{2}} \over kgmm}\right]}$

(2.23)

Samme relasjoner gjelder naturligvis også for masse m₂.

Forholdet fjærstivhet/masse indikerer hvilken akselerasjon i m/s ² som den avfjærede masse vil få med en gang (i første øyeblikk) når fotpunktet til fjæren blir løftet plutselig 1 mm. Denne kvotienten (generelt c/m) virker som overføringsfunksjon for intensiteten eller forsterkningen i akselerasjonen ¨z/h (generelt).

Neste steg er å undersøke hvordan akselerasjonen fører til svingninger. Med en sammentrekkende bevegelse til fjæren ved ujevnheten h blir den potensielle energi til fjæren ved fjærkraft F og fjærveg h:

$E_{POT}={1 \over 2}\cdot F\cdot h={1 \over 2}\cdot c\cdot h^{2}$

(2.24)

I uttrykket for fjærkraften inngår akselerasjonen ¨z. Denne er igjen avhengig av hastigheten z til massen m. Den potensielle energi som er lagret i fjæren, går over til kinetisk energi på grunn av bevegelsen til massen:

$E_{KIN}={1 \over 2}\cdot m\cdot {\dot {z}}^{2}$

(2.25)

Den bevegelige massen gjør at fjæren strekker seg ut. Denne massen avgir energi til fjæren helt til fjæren ikke strekker seg mer ut. Deretter starter en pendling av energien i motsatt retning. Dermed oppstår de karakteristiske svingningene til massen. Slike svingninger er dynamiske hendelser med regelmessige bevegelser mellom bestemte grenser og periodisk veksel mht. energiformen. Den frie udempede svingning vil teoretisk aldri opphøre. Og det vil gjelde:

$E_{POT}\rightarrow E_{KIN}\rightarrow E_{POT}\rightarrow .....$

(2.26)

Det må gjelde:

$E_{POT}=E_{KIN}$

(2.27)

${1 \over 2}\cdot ch^{2}={1 \over 2}\cdot {m{\dot {z}}}^{2}$

(2.28)

Det kan utledes:

${{{\dot {z}} \over h}\left[{{m \over s} \over mm}\right]}={\sqrt {c \over m}}$

(2.29)

Forholdet z (prikk)/h angir den hastighet som massen m får når fotpunktet til fjæren blir løftet en høyde h på grunn av den vertikale ujevnhet i sporet. Denne hastigheten er avhengig av størrelsen ${\sqrt {c/m}}$ som igjen er avhengig av den spesifikke fjærstivheten c/m. Uttrykket ${\sqrt {c/m}}$ kan bli betraktet som overføringsfaktor til den hastigheten som svingningene får.

I moderne skinnegående materiell ligger de spesifikke fjærstivhetene evt. overføringsfaktorene eller intensiteten i akselerasjonene i størrelsesorden:

${{{\ddot {z}}_{1} \over h}={c_{1} \over m_{1}}\approx 1000\cdot 10^{-3}{{m \over s} \over mm}}$

(2.30)

${{{\ddot {z}}_{2} \over z_{1}}={c_{2} \over m_{2}}\approx 5\cdot 10^{-2}{{m \over s} \over mm}}$

(2.31)

Det framgår at intensiteten eller forsterkningen i akselerasjonene i de 2 fjærstegene atskiller seg med mer enn 10². Primærfjæren pådrar seg relativt store akselerasjoner ved små ujevnheter. Sekundærfjæren bevirker på massen m2små akselerasjoner som er ønskelig mht. komfort. En forutsetning for dette er bevegelse eller løfting av begge fotpunktene samtidig.

For svingningshastighetene gjelder:

${{{\dot {z}}_{1} \over h}={\sqrt {c_{1} \over m_{2}}}\approx 100\cdot 10^{-3}{{m \over s} \over mm}}$

(2.32)

${{{\dot {z}}_{2} \over z_{1}}={\sqrt {c_{2} \over m_{2}}}\approx 7\cdot 10^{-3}{{m \over s} \over mm}}$

(2.33)

Ved en samtidig løfting av fotpunktene til begge fjærene ved passering av ujevnheten med høyde h får primærfjæren en svingningshastighet som er ca. 15 ganger høyere enn svingningshastigheten til sekundærfjæren. Til nå er det foretatt betraktninger mht. til passering av en hindring i sporet av kvasistatisk natur. For å komme over hindringen må hjulet bli løftet og fjæren blir trykt sammen. Det oppstår dermed en kraft i selve fjæren uttrykt ved fjærstivheten og fjærvegen. Ved passering av hindringen vil hjulet bli senket og kraften samt energien i fjæren forsvinner. Den tiden som hjulet bruker på nedsenkingen, har avgjørende betydning for de dynamiske bevegelser. Jo tidligere en nedsenking av hjulet følger etter et løft på grunn av hindringen, jo mindre blir bevegelsen av selve massen som framføres og dermed også svingningen.

Dette gjelder så lenge som at fjæren ikke har overført en vesentlig del av energien (i fjæren) til massen som er i bevegelse. Dersom fjæren ved nedsenkingen etter passering av hindringen ikke rekker å bli avfjæret, vil fjæren fra nedre stilling bli trukket opp igjen og ny energi vil bli lagret og overført til massen. Energien vil akselerere massen og forårsake videre svingninger.

Den svingningsdyktige kombinasjonen av fjær og masse og tidsintervallet mht. serie av ujevnheter står i et definert forhold til hverandre. Så lenge ujevnhetene i sporet opptrer i en serie med større avstand enn det som tilsvarer den beregningsmessige varigheten av svingningene, vil svingningsbevegelsene holde seg på lavt nivå. Varigheten av svingningene beregnes ut fra den opptredende svingningshastighet. Opptrer ujevnhetene i sporet i en serie med en avstand som tilnærmet er lik varigheten i svingningene, vil dette medføre kraftige bevegelser mht. svingninger. Blir disse parametrene like, vil svingningene fortsette uten stans og det blir resonans.

Svingninger og virkningene av disse kan påvirkes på forskjellig vis. Uten særlige tiltak blir i et udempet fjærmasse system den tilførte energien lagret av fjæren og overført som bevegelsesenergi til massen.

Den mest virksomme metoden mht. å utøve innflytelse på energiopptaket i forbindelse med svingningene er å redusere ujevnhetene på skinnene i sporet. Ujevnheten med en høyde h inngår kvadratisk (i 2. potens) i energiopptaket. En feilfri kjørevei uten ujevnheter er derfor den mest effektive form for å eliminere svingninger i massen og å skape best mulig komfort. Dessverre blir gjennomføringen av et slikt tiltak svært dyrt.

Lave akselerasjoner til massen m iht. likningene

${{\ddot {z}}_{2}}={c \over m}\cdot h$

(2.34)

og

${{{\ddot {z}} \over h}\left[{{m \over s^{2}} \over mm}\right]}={{c \over m}\left[{{N \over mm} \over kg}\right]}={\left[{{kgm \over c^{2}} \over kgmm}\right]}$

(2.35)

kan realiseres med lave verdier av c/m. Myke fjærer med liten fjærstivhet reduserer energiopptaket i forbindelse med passering av ujevnheter i sporet. Svingningshastigheten og framfor alt svingningsakselerasjonen til massen m blir ved et slikt tiltak redusert.

Effekten av et system med 2 svingningsmasser blir tydeliggjort. Mellommassen m1etter primærtrinnet gjør det vanskelig å bygge opp akselerasjonene, svingningshastighetene og svingbreddene. Mellommassen skjermer det etterfølgende sekundærtrinnet mot forstyrrelser. Denne massen sammen med myke primærfjærer fungerer derfor som en sperre for opptak av bevegelsesenergi. Redusering av energi med dempere og spesielt hydrauliske svingningsdempere med dempekraft som er proporsjonalt med hastigheten, er benyttede metoder for kontroll av svingningene.

Formålet med fjærene er å redusere akselerasjonen til massen ved samtidig opptak av energi når hindringer skal passeres. Dempere skal fjærne energiopptaket ved en uønsket kraft som opptrer i denne forbindelse. Disse forhold må kombineres på en slik måte at fordelene blir framhevet og ulempene fjernet.

Trykkreftene i dempere forsterker oppbyggingen av akselerasjonen til massen, mens strekkreftene reduserer akselerasjonen. Omvendt vil det være ved nedbyggingen av akselerasjonen etter passering av hindringen. Bevegelsene blir forstørret ved strekkreftene og redusert ved trykkreftene.

Det er tilstrekkelig å gjøre trykk- og strekkegenskapene til demperen avhengig av den opptredende fjærkraft i den hensikt å forbedre komforten. Akselerasjonen til massen ved oppbyggingen i forbindelse med passeringen av hindringen forsvinner når summen av fjærkraft og dempekraft blir lik null:

$m\cdot {\ddot {z}}=F+S=0$

(2.36)

Den optimale svingningskomfort blir oppnådd når:

$S=-F$

(2.37)

dvs. når:

${\ddot {z}}=0$

(2.38)

Hydrauliske dempere framskaffer dempekrefter S som vil være proporsjonal med dempehastigheten:

${\dot {z}}_{rel}={\dot {h}}-z_{1}$

(2.39)

Dette gir:

$S=k\cdot {\dot {z}}_{rel}$

(2.40)

Hastigheten i forbindelse med dempingen er på grunn av bevegelsene ikke mulig å påvirke. Dempekraften S kan derimot tilpasses forholdene gjennom k. Denne dempeverdien k må fortløpende innstilles i takt med de varierende forholdene:

$k={-F \over {{\dot {z}}_{rel}}}$

(2.41)

Tekniske forhold begrenser imidlertid verdien av k og den tillatte dempekraft S:

$k_{min}\leqslant k\leqslant k_{max}$

(2.42)

$S\leqslant S_{max}$

(2.43)

Dette betyr at den fjærkraftorienterte styringen av dempekraften stemmer overens med den størst mulige redusering av energien ved minimumsverdien for akselerasjonen i forbindelse med oppbyggingen og dermed den best mulige komforten mht. svingningsforløpet.

Enkel vibrasjonsmodell relatert til rullende materiell på spor

De teoretiske grunnmodellene som ble beskrevet i avsnittet foran, skal benyttes til å beskrive vibrasjoner i det rullende materiell. I stedet for en idealisert horisontal bevegelse skal det studeres den vertikale bevegelse til en vognmasse som består av fjærer og demper. Vognmassen beveger seg på sporet med ujevnheter i vertikalretning og har en frihetsgrad. Det vises til figur 2.24.

Figur 2.24 Et dynamisk system med en frihetsgrad som utsettes for vibrasjoneri vertikalretning

De idealiserte modellene i foregående avsnitt ble utsatt for en horisontal bevegelse. I tilfellet hvor underlaget eller fundamentet til fjæren fikk en forskyvning eller deformasjon, ble hastigheten av deformasjonen ikke tatt med i betraktningen. Dette fordi egenvekten til massen (vertikallast) ikke hadde innflytelse på fundamentets bevegelse.

I vertikalretningen har massen innflytelse på deformasjonen til underlaget eller undergrunnen. Følgelig må hastigheten av deformasjonen til underlaget tas med i modellen. Følgende betegnelser inngår:

y = forskyvning til massen (mm)

x = underlagets forskyvning (mm)

c = demperkonstantfor viskosiøs lineær demper(N/m/s) = (Ns/m)

k = fjærstivhet(N/mm)

m = massen

x = hastighettil demperelementet på grunn av underlagets forskyvning

y = hastigheten til forskyvningen av massen

ÿ = massens akselerasjon

Iht. Newtons 2. lov kan følgende formel utledes:

$-c\cdot ({\dot {y}}-{\dot {x}})-k\cdot (y-x)=m{\ddot {y}}$

(2.44)

Denne formelen kan skrives om på følgende måte:

$m{\ddot {y}}+c{\dot {y}}+ky=cx+kx$

(2.45)

Formelen er en differensiallikning av 2. grad og derfor matematisk komplisert å behandle. Det er utviklet matematiske metoder (Pierre Simon de Laplace) hvor en spesiell type integralfunksjon kan transformere en funksjon til en annen funksjon iht. formel:

$f(p)={\int _{0}^{\infty }e}^{-pt}F(t)dt$

(2.46)

Laplace-transformasjonen har anvendelser innen teorien for lineære differensiallikninger med konstante koeffisienter. Transformasjonen er ren matematisk teknikk for å kunne omgjøre en komplisert funksjon til en enklere funksjon.

En Laplace-transformasjon av likning i (2.45) gir:

$(mp^{2}+cp+k){\tilde {y}}=(cp+k){\tilde {x}}$

(2.47)

Som tidligere nevnt defineres følgende:

${k \over m}=\omega _{0}^{2}$

(2.48)

og

${c \over m}=2\zeta \omega _{0}$

(2.49)

Dette kan også uttrykkes som:

$\zeta ={c \over 2m\omega _{0}}$

(2.50)

Iht. ovenstående gir:

$\omega _{0}={\sqrt {k \over m}}$

(2.51)

ω₀ kan identifiseres som systemets resonansfrekvens eller egenfrekvens ved demping ζ = 0.

ζ er relativ demping i forhold til den kritiske demping:

$\zeta ={c \over {2m\omega _{0}}}$

(2.52)

Likning

$(mp^{2}+cp+k){\tilde {y}}=(cp+k){\tilde {x}}$

(2.53)

kan også skrives på formen:

${{\tilde {y}} \over {\tilde {x}}}={k+cp \over mp^{2}+cp+k}$

(2.54)

Denne kan utvikles videre:

${{\tilde {y}} \over {\tilde {x}}}={{{k \over m}+{c \over m}p} \over {p^{2}+{c \over m}p+{k \over m}}}$

(2.55)

${{\tilde {y}} \over {\tilde {x}}}={\omega _{0}^{2}+2\zeta \omega _{0}p \over {p^{2}+2\zeta \omega _{0}p+\omega _{0}^{2}}}$

(2.56)

${{\tilde {y}} \over {\tilde {x}}}=\omega ^{2}{1+2\zeta {p \over \omega _{0}} \over 1+2\zeta {p \over \omega _{0}}+\left({p \over \omega _{0}}\right)^{2}}$

(2.57)

Dette gir:

${{\tilde {y}}(p) \over {\tilde {x}}(p)}={\omega _{0}^{2}+2\zeta \omega _{0}p \over {p^{2}+2\zeta \omega _{0}p+\omega _{0}^{2}}}$

(2.58)

Med

$x=x_{0}\sin \omega t$

(2.59)

$x(j\omega )=x_{0}(j\omega )e^{j\omega t}$

(2.60)

$y=y_{0}\sin(\omega t+\theta )$

(2.61)

$y(j\omega )=y_{0}(j\omega )e^{j\omega t}$

(2.62)

blir

${y_{0}(j\omega ) \over \ x_{0}(j\omega )}={{1+j2\zeta {\omega \over \omega _{0}}} \over 1-\left({\omega \over \omega _{0}}\right)^{2}+j2\zeta {\omega \over \omega _{0}}}$

(2.63)

Denne likningen beskriver forsterkningen til forskyvningen til massen m på grunn av ujevnhetene i underlaget. Den dynamiske bevegelse av massen i forhold til den statiske bevegelse av underlaget uttrykkes som:

$\left\vert H\right\vert _{y}=\left\vert {y_{0}(j\omega ) \over \ x_{0}(j\omega )}\right\vert$

(2.64)

I ovennevnte brøk framstiller telleren den dynamiske bevegelse til massen og nevneren framstiller den statiske bevegelse til underlaget (undergrunnen) på grunn av ujevnheter.

Uttrykkene 2.37 og 2.38 kombineres ved følgende omskrivning rent matematisk:

$\left\vert H\right\vert _{y}={\left(1+\left(2\cdot \zeta \cdot {\omega \over \omega _{0}}\right)^{2}\right)^{1 \over 2} \over \left({\left(1-\left({\omega \over \omega _{0}}\right)^{2}\right)^{2}+\left(2\cdot \zeta \cdot {\omega \over \omega _{0}}\right)^{2}}\right)^{1 \over 2}}$

(2.65)

Det defineres en fasevinkel mellom y og x lik θ :

$\theta =\arctan \left(2\cdot \zeta \cdot {\omega \over \omega _{0}}\right)-\arctan \left({{2\cdot \zeta \cdot {\omega \over \omega _{0}}} \over 1-{\left({\omega \over \omega _{0}}\right)^{2}}}\right)$

(2.66)

Det gjentas at ω er opptredende frekvens til massen på grunn av ujevnheter og at ω₀ er resonansfrekvensen eller egenfrekvensen til massen m.

Dersom

ζ << 1 og ω<< ω₀ blir θ tilnærmet lik 0^o

og

ζ << 1 og ω>> ω₀ blir θ tilnærmet lik 180⁰ eller π

Dette betyr at ved lav demping(ζ << 1) vil svingningen skje i fase med ujevnhetene i underlaget dersom opptredende frekvens ω er vesentlig mindre enn resonansfrekvensen. Videre vil ved lav demping svingningen skje i motfase om opptredende frekvens er høyere enn resonansfrekvensen.

Med

$x=x_{0}\sin \omega t$

(2.67)

blir 1. deriverte, dvs. hastigheten

${\dot {x}}=\omega \cdot x_{0}\cdot \cos \omega t$

(2.68)

Den 2. deriverte gir akselerasjonen:

${\ddot {x}}=-\omega ^{2}\cdot x_{0}\cdot \sin \omega t$

(2.69)

Med

$y=y_{0}\cdot \sin(\omega t+\Theta )$

(2.70)

kan på samme vis utledes at akselerasjonen på grunn av ujevnhetene blir

${\ddot {y}}=\omega ^{2}\cdot y_{0}\cdot \sin(\omega t+\Theta )$

(2.71)

Forholdet mellom massens akselerasjon og bevegelsen av vognen på grunn av ujevnhetene i underlaget kan uttrykkes iht.

${{\ddot {y}}_{0}(j\omega ) \over x_{0}(j\omega )}=-\omega ^{2}{1+\left(j\cdot 2\cdot \zeta \cdot {\omega \over \omega _{0}}\right) \over {1-\left({\omega \over \omega _{0}}\right)^{2}+j\cdot 2\cdot \zeta \cdot {\omega \over \omega _{0}}}}$

(2.72)

Forsterkningen i akselerasjonen kan uttrykkes ved

$\left\vert H\right\vert _{y}=\left\vert {{\ddot {y}}_{0}(j\omega ) \over \ x_{0}(j\omega )}\right\vert$

(2.73)

Innsatt i ovenstående likning med matematisk omskrivning blir:

$\left\vert H\right\vert _{y}={\left(1+\left(2\cdot \zeta \cdot {\omega \over \omega _{0}}\right)^{2}\right)^{1 \over 2} \over \left({\left(1-\left({\omega \over \omega _{0}}\right)^{2}\right)^{2}+\left(2\cdot \zeta \cdot {\omega \over \omega _{0}}\right)^{2}}\right)^{1 \over 2}}$

(2.74)

Endelig kan den normerte akselerasjonsforsterkning uttrykkes:

${\left\vert H\right\vert _{y} \over \omega _{0}^{2}}={\left({\omega \over \omega _{0}}\right)^{2}}{\left(1+\left(2\cdot \zeta \cdot {\omega \over \omega _{0}}\right)^{2}\right)^{1 \over 2} \over \left({\left(1-\left({\omega \over \omega _{0}}\right)^{2}\right)^{2}+\left(2\cdot \zeta \cdot {\omega \over \omega _{0}}\right)^{2}}\right)^{1 \over 2}}$

(2.75)

Forsterkningen eller intensiteten mht. forskyvning |H| _y og normert forsterkning mht. akselerasjonen |H|ÿ/ω₀² er vist på figurene 2.25 og 2.26.

Figur 2.25 Forsterkning av forskyvningen til en masse som funksjon av opptredende svingningsfrekvens i forhold til resonansfrekvens

Figur 2.26 Forsterkning av akselerasjonen til en masse som funksjon svingningsfrekvens i forhold til resonansfrekvens

En viktig oppgave er derfor å optimere dempingen.

En mulighet er å etablere fjærkonstruksjon i to trinn. Den første fjærkomponenten skal virke på en mellomliggende masse (for eksempel en boggi) og den andre komponenten skal virke på den massen som må isoleres fra underlagets ujevnheter.

Det er nettopp dette som er tilfelle for en vogn med primærfjær og sekundærfjær. Vognen ha da en mellomliggende masse som er boggien. Denne boggimassen virker som et filter for høyfrekvente forstyrrelser.

Eksempel – ujevnheter i undergrunnen

Det skal illustreres et eksempel på hvordan vertikale bevegelser kan opptre i det rullende materiell ved framføring. Vognen har en hastighet lik v (m/s). I underbygningen eksisterer periodiske ujevnheter med avstand L mellom disse. Vognmateriellet vil da passere ujevnhetene med en frekvens lik

$f=v/L$

(2.76)

Her betyr:

f = frekvens (Hz), (s^-1)

v = hastighet(m/s)

L = avstand mellom de periodiske ujevnheter (m)

Dette er vist i figur 2.27.

Figur 2.27 Sporkonstruksjon med periodiske ujevnheter i undergrunnen

På grunn av variasjon av elastisiteten i overbygningen vil det opptre en endring av den vertikale statiske deformasjon x₀(jω)= δ₀ i underlaget til sporkonstruksjonen ved passering av det rullende materiell. Vognen kan da anta en dynamisk bevegelse i vertikalretningen lik y₀(jω)= x₀.

Her betyr:

δ₀ er amplitude for den statiske deformasjon i vertikal retning i underlaget når et legeme med masse m passerer

x₀ er amplitude for den dynamiske bevegelse i vertikal retning i til legemet med masse m

ω₀ = p er massens egenfrekvens

ω = frekvens som det rullende materiell passerer de periodiske ujevnhetene med

Forholdet

$\left\vert H\right\vert _{y}=\left\vert {x_{0} \over \ \delta _{0}}\right\vert ={1 \over 1-\left({\omega \over p}\right)^{2}}$

(2.77)

er vist i figur 2.28og 2.29. ζ er dempingsfaktor i forhold til kritisk demping for det rullende materiell. ζ = 1 medfører

$\left\vert H\right\vert _{y}\approx 1$

(2.78)

for alle ω/p₀

Figur 2.28 Bevegelse av vogn over ujevnhet i underbygningen

Figur 2.29 Dannelse av resonans

For f = v/L = w> p₀ vil tallverdien av H – funksjonen anta en lav verdi. Dette er meget gunstig mht. å unngå resonans og gjelder for alle dempingsforhold i forhold til kritisk demping. Forholdet medfører at det er fordelaktig å passere de periodisk opptredende ujevnheter med stor hastighet.

For f = v/L = ω< p₀ vil tallverdien av den samme funksjonen anta en lavere verdi enn verdien for resonans. Effekten mht. til å unngå resonans ved lavere hastigheter er ikke så gunstig som ved høyere hastigheter.

For f = v/L = ω= 0 blir forholdet lik 1. Da står vognen stille.

Det eksisterer ulike tiltak for å redusere vibrasjonene. Det mest effektive tiltaket er å eliminere den utøvende kraft som er årsak til vibrasjonene:

• jevn og homogen elastisitet i sporkonstruksjonen
• introdusere dempingselementer som myk mellom leggsplate(i gummi) mellom skinne og sville
• sørge for tilstrekkelig minimumshøyde i ballastlaget
• toget tvinges til en framføringshastighet hvor frekvensen ved passering av ujevnhetene i overbygningen er forskjellig fra egenfrekvensene til togets komponenter

Innvirkning på kjøredynamikken lateralt på grunn av feil i sporet

En type sporfeil som må vies oppmerksomhet, er langbølgede sidefeil med bølgelengderover ca. 30 m. Disse finnes spesielt i kurver og er vanligvis av periodisk karakter. Feilene er årsak til forstyrrelse av komforten. For krengetogene er krengeteknikken en funksjon av den ukompenserte sideakselerasjon i sporplanet og disse togtypene vil derfor være svært ømfintlige overfor langbølgede sidefeil. Dette er vist i figur 2.30. Eksemplet illustrerer en langbølget sidefeil på 80 m og en lateral forskyvning av sporet på 0,028 m ved kilden til sporfeilen..

Figur 2.30 Langbølgede sidefeil i sporet opptegnet i et diagram fra målevognskjøring

Kilden til langbølgede sidefeil er en alvorlig lateral sporfeil. Denne feilen forårsaker bevegelser sideveis av vognen som overfører dempede periodiske laterale bevegelser mot sporet. Dersom bølgelengdene korresponderer med resonansfrekvensen til en vogn i lateral retning, kan det oppstå ubehagelige situasjoner. I figur 2.31 støter vognen sideveis mot sporet med en kraft F₀ der hvor den alvorlige sporfeil er oppstått. Stivheten til sporet sideveis kan betegnes med k. ω er den frekvens som vognmateriellet passerer de periodiske ujevnhetene med. p er vognens resonansfrekvens. Sideveis bevegelse til vognmateriellet er x som vil variere som funksjon av avstand fra den alvorlige sporfeil. Uttrykket F₀/k beskriver den statiske deformasjonen i sporet. Iht. litteraturen kan følgende uttrykk utledes:

$x={{F_{0} \over k} \over 1-\left({\omega \over p}\right)^{2}}\sin \omega t$

(2.79)

Det dannes dempede svingninger. Disse kan beskrives av en omhyllingskurve. Det vises til figur 2.32.

Figur 2.31 Illustrasjon av langbølgede sidefeil

Figur 2.32 Forløp av dempede svingninger med omhyllingskurver

Bevegelseslikning for det rullende materiell

I de foregående avsnitt er det blitt diskutert utførlig den vertikale bevegelse til et enkelt legeme eller masse. En enkel svingningsteori for kun en bevegelse er betraktet. Forsterkningen av forskyvningen til massen i forhold til underlagets endring av deformasjonen på grunn av varierende elastisitet og tilfelle for resonansbevegelser er diskutert.

Det er påpekt at det er til sammen 6 mulige bevegelser for en masse eller legeme som beveger seg langs sporet:

• langsgående bevegelseell er rykk i kjøreretningen
• lateral bevegelseeller sidesleng
• vertikalbevegelseeller hopping
• rotasjonsbevegelseeller rulling
• galoppering eller vipping
• svingning

Ved å betrakte alle disse bevegelsene til et legeme blir naturligvis forholdet vesentlig mer komplisert og omfangsrikt enn når bare en bevegelse (den vertikale) betraktes.

Et rullende materiell kan tenkes sammensatt av flere enkeltstående legemer som er forbundet med fjærer og dempere. I en slik sammensatt modell hvor bevegelsen til hver del beskrives av 6 frihetsgrader, kan den resulterende bevegelse av modellen beskrives av en vektor med forskyvning

${\bar {X}}$

(2.80)

av alle frihetsgrader.

Legemene og deres systemtregheter med hver frihetsgrad kan bli uttrykt ved en matrise

$\left[M\right]$

(2.81)

og forholdet mellom forskyvning og hastigheten til frihetsgradene. Stivhetene og dempingen kan uttrykkes ved matrisene

$\left[K\right]$

(2.82)

$\left[C\right]$

(2.83)

Likninger for bevegelse av en modell kan skrives på følgende form:

$\left[M\right]{\ddot {X}}+\left[C\right]{\dot {X}}+\left[K\right]X=F$

(2.84)

F er eksterne krefter som virker på vognen.

Matrisen for demping må skrives på formen

$\left[C\right]=\left[C_{1}\right]+{1 \over V}\left[C_{2}\right]$

(2.85)

Dette fordi dempingen tar i betraktning stivhet og hastighetsavhengige elementer.

Løsningen av disse likningene i matrisene gjør det mulig å beregne stabilitet, kjøreegenskaper og evnen til å gjennomløpe kurver til et rullende materiell ved å ta hensyn til materiellets ulike komponenter (ikke bare et legeme med en masse).

Dynamisk modell av vogn-spor

Den gjensidige dynamiske påvirkning mellom rullende materiell og spor kan matematisk beskrives meget godt og definert i vertikal retning. Figur 2.33gir et eksempel på en slik modell som består av et diskret (avsondret) masse - fjær system for det rullende materiell og en diskret opplagret bjelke på elastisk underlag. I kontaktflaten mellom hjul og skinne eksisterer den såkalte Hertzian fjæren.

Den dynamiske oppførsel opptrer i et meget vidt bånd fra lave frekvenser i størrelsesorden 0,5 - 1,0 Hz for vertikale og laterale akselerasjoner opp til 2000 Hz i vognkasse som en konsekvens av geometriske ujevnheter i skinner og på hjulbane.

Figur 2.33 Dynamisk modell av vogn - spor

Det skal i det etterfølgende bli forsøkt å skape en forståelse for de dynamiske krefters natur ved beskrivelse av sporets og det rullende materiellets dynamiske karakter. Et dynamisk system som består av fjærer og masser har i det minste en egenfrekvens. Ved denne frekvensen vil systemet vibrere. Det er allerede nevnt at et enkelt system med én masse og én fjær med stivhet k har egenfrekvens iht. følgende formel:

$f_{0}={{\sqrt {k \over m}} \over 2\pi }$

(2.86)

Her betyr:

f₀ = egenfrekvens(Hz), (s^-1)

k= fjærkonstant(kN/mm)

m= masse i kg

Det kan utledes av formelen at en stor masse med myk fjær gir lave frekvenser. Omvendt vil en liten masse med stiv fjær forårsake høye frekvenser.

Sporet er bygd opp av flere komponenter. Et konvensjonelt spor består av skinner, befestigelse med fjærer og mellomleggsplater (elastisk skinnebefestigelse), sviller og endelig ballast samt underbygning. På samme måte kan det rullende materiell deles opp i vognkasse, boggiramme og hjulsats.

Et system bestående av sporet og det rullende materiell kan illustreres som vist i figur 2.25. I denne formen er vognmateriellet forbundet med fjæroppheng og demper mellom vognkasse og boggi(sekundærfjær) og et nytt fjæroppheng med demper mellom boggi og hjulsats. Den direkte kontaktflaten mellom hjul og skinne kan beskrives ved den såkalte Hertzian-fjæren. Det høyelastiske mellomlegget mellom skinne og sville kan også betraktes som en fjær med gitt stivhet og demper. Under sville hviler ballasten på en underbygning. Alt etter undergrunnens beskaffenhet har ballasten forskjellige stivheter.

Systemet består altså av flere legemer som er forbundet med hverandre gjennom fjærer og dempere. Hvert av disse legemene kan da tilordnes hver sin egenfrekvens. Dessuten er det nødvendig å betrakte systemet som en helhet med en resulterende egenfrekvens. Det er påvist at hver komponent i sporet blir utsatt for ulik påkjenning fra samme dynamiske kraft mot skinnens kjøreflate. Dette henger sammen med at sporet og det rullende materiell kan betraktes som et dynamisk system som beskrevet. De opptredende frekvenser for de enkelte legemer i systemet kan beregnes iht. følgende formel:

$f={{\sqrt {k \over m}} \over 2\pi }$

(2.87)

hvor

f = det enkelte legemets egenfrekvens

k= legemets stivhet (N/m)

m= legemets masse (kg)

Normalt vil vognkassen ha den største massen og det mykeste fjæropphenget i systemet. Med tilordnet demper medfører dette lave frekvenser i vertikal bevegelse. Boggirammen har mindre masse og som regel stivere fjær. Dette medfører høyere frekvenser. Hertzian-fjæreni kontaktflaten mellom hjul og skinne er meget stiv og fører til særdeles høye frekvenser. Den resulterende masse bestående av komponentene i sporet opptrer som ekvivalent medsvingende masse. Denne ekvivalente medsvingende masse er normalt mindre enn vognkassens masse og har også en høyere fjærstivhet.

Dette fører som regel til høyere frekvenser for sporet enn for vognkassen. Spesielt i tunneler med lav ballasthøyde og uten ballastmatter kan frekvensene bli til dels meget store.

Det rullende materiell forårsaker resulterende egenfrekvenser i området 0 < f < 30 Hz. Den resulterende svingende masse er bestemt ut fra vekten av vognkasse, boggiramme, og hjulsats. I den nedre delen av dette frekvensområdet kan sporet antas å være stivt og ubevegelig.

I frekvensområdet 20 < f < 60 Hz oppstår en sone hvor hjulsats og spor danner et felles svingende system. Den svingende masse blir summen av hjulmasse og ekvivalent medsvingende spormasse.

For høyere frekvenser vil sporet igjen stivne og det oppstår resonanssvingninger mellom hjul og skinne. Dette medfører store overflatespenninger på hjul og skinne.

Figur 2.34viser hvilke deler i vognmateriellet som antar bestemte typer av resonansbevegelser ved gitte hastigheter og ved hvilke bølgelengder disse bevegelsene inntreffer.

Figur 2.34 Egenfrekvenser for de enkelte komponenter i vognmateriellet

I diagrammet er angitt bølgelengde langs abscissen og ordinaten viser hastighetsnivået. Intervallområdene for resonansbevegelser for de ulike deler av vognmateriellet er inntegnet. Det framgår f.eks. at vognkassen til en vogn vil anta vertikalbevegelser(hopping) i frekvensområdet 1 - 2 Hz. Avhengig av framføringshastighet(10 m/s til 60 m/s) vil den periodiske bølgelengde variere fra 5 m opp til 50 m.

Et lokomotiv vil anta resonansbevegelser mht. hopping og galoppering i frekvensområdet 5 til 15 Hz. Dette skjer i bølgelengdeområdet 0,5 m til 5,0 m i angitt hastighetsområde.

Tilsvarende vil det opptre hopping av hjulsett til en boggi i frekvensområdet 30 - 50 Hz i samme hastighetsintervall (10 m/s - 60 m/s) ved bølgelengder i området 0,2 m til 2,0m. Det gjøres oppmerksom på at svilleavstanden er 0,6 m. Svillene representerer en plutselig forandring i elastisitetsforholdene i sporkonstruksjonen, spesielt ved for lav ballasthøyde. Dette kan under ekstreme forhold føre til resonansbevegelser.

Det skal gis en teoretisk betraktning mht. bevegelse av en partikkel på sporet hvor en bølge i sporets overflate i en idealisert tilstand tenkes beskrevet ved følgende funksjon:

z = z₀ cos kx

hvor

k = 2π/L

Her betyr:

L = bølgens lengde (m)

z₀= bølgens amplitude

En massepartikkel beveger seg på bølgens overflate med hastighet

v(m/s)

Med tilbakelagt vei

x = vt

vil massepartikkelen i tidsperioden bevege seg

z = z₀ cos kvt

I en definert tidsperiode T beregnes bølgelengden til:

L = vt (m)

eller

L = v/f

hvor

f = 1/T (s^-1) eller (Hz)

Dersom sporet tenkes helt stivt, dvs. i frekvensområdet f < (20 - 30) Hz, vil bølgelengder iht.

L = vf^-1

variere i området 2 m < L < 60 m ved hastighet ca. 60 m/s.

Tilsvarende oppnås aktuelle bølgelengder i frekvensområde 30 < f < (60 - 100) Hz lik 0,60 m < L < 2 m.

Hertzian - fjæren

Gjennom den gjensidige påvirkningen i vogn - sporsystemet blir krefter overført ved kontaktflaten mellom hjul og skinne. Denne kraften F forårsaker en vertikal bevegelse av hjulet til boggien og sammenhengen mellom bevegelse og kraft uttrykkes ved den såkalte Hertzian-fjæren. Den antatte lineariserte stivheten til Hertzian-fjæren kan beskrives ved differensialligningen

$k_{H}={dF \over dy}$

(2.88)

Dette betyr at stivheten kH beskriver en lineær forandring av kraft over en gitt lengdeenhet. Egentlig er denne stivheten ikke lineær, men dette blir altså antatt i den matematiske modell.

Stivheten kH er i litteraturen angitt som en funksjon av aksellast og hjuldiameter. Som eksempel kan nevnes at for en hjuldiameter på 1,00 m og en statisk hjullast lik 75 kN er det beregnet en verdi for kH lik:

1,4 x 10⁹ N/m for nye hjul

1,6 x 10⁹ N/m for eldre hjul

Det blir altså antatt en stivere verdi for eldre hjul enn for yngre hjul.

Iht. figur 2.35 kan sammenhengen mellom den gjensidige påvirkningskraften F_H og forandringen i lengden til Hertzian-fjæren bestemmes ved følgende ligning:

$F_{H}=k_{H}\cdot (y_{W}-y_{R}-y_{G})$

(2.89)

Her betyr:

y_W= den vertikale forskyvning av hjulet i nivå med aksel

y_R= den vertikale forskyvning av skinnen under påvirkning av kraft F_H

y_G= vertikal geometri av skinnen

k_H= den lineariserte stivhet i Hertzian-fjæren

F_H= vertikal dynamisk kraft i kontaktflate hjul–skinne

Figur 2.35 Hertzianfjæren

For å holde de dynamiske kreftene så lave som mulig er det nødvendig å vektlegge forskjellige aspekter ved konstruksjon av vognmateriell.

Vognen må utøve stabilitet innenfor det hastighetsområde den er dimensjonert for. Dette betyr at det må være tilstrekkelig nivåer på alle dempere i relevante vibrasjonsområder. Over tid slites hjulflensen og forandring av konisiteten oppstår. Spesielt ved høyere hastigheter kan forandring av konisitet føre til ustabilitet ved framføring av det rullende materiell.

Mht. komfort for passasjerene er det nødvendig å innføre myke fjæroppheng. Sammen med stor vognmasse medfører dette lave vertikale egenfrekvenser.

Store sporkrefter og derved utmatting samt slitasje oppstår på sporet på grunn av stor vognmasse og spesielt på grunn av den uavfjærede masse. Uavfjæret masse er massen under det primære fjæropphenget til vognen og er derfor massen som hviler direkte på kontaktflaten mellom hjul og skinne.

Det må av den grunn gjøres avveininger eller kompromisser mht. konstruksjon av vognmateriell. Tunge vogner vil bevirke god komfort fordi de reagerer tregt på ujevnheter i sporet. På den annen side vil tung masse føre til utmatting på sporets komponenter.

Det er helt nødvendig å unngå flate hjul for å hindre hjulslag.

Men det må også stilles krav til overbygningen. Overbygningen må ha jevn og homogen elastisitet. Ballastlaget må derfor være ensartet og ha konstant høyde. Videre bør ballastlaget legges på en underbygningskonstruksjon hvor formasjonsplaneter lagt ut med stor nøyaktighet mht. jevnhet (helt plant). Ujevnheter i formasjonsplanet kan føre til uheldige bevegelser av materiellets ulike deler i vertikalretningen med resonansfrekvenser som følge.

HJULSETTPÅ SKINNEBUNDET SPOR

Bevegelsesmønsteret til hjulsettet til et vognmateriell på skinnebundet spor er fundamentalt for forståelsen av kjøredynamikken. I dette avsnittet skal det gis en beskrivelse av bevegelsene. I neste avsnitt følger de matematiske likninge som er forbundet med framføring av det rullende materiell.

Differanse i rulleradius til hjulene i hjulsettet

Hjulbanene til hjulene i et hjulsett er formet konisk. Når hjulsettet antar en lateral bevegelse i forhold til spormidt, vil rulleradius bli endret. Dette er illustrert i figurene 2.36,2.37 og 2.38. Figur 2.36 viser tilfellet når hjulsettet beveger seg med nominell hjulradius r_NOM . Når flensen til hjulet flytter seg mot innvendig kant av skinnehodet, vil rulleradius til hjulbanen i kontaktpunktet mellom hjul og skinne r_c. øke. Beveger flensen til hjulet seg vekk fra innvendig skinnekant, blir rulleradius mindre enn r_NOM .

Figur 2.36 Rulleradius r_NOM til hjulbanen i kontaktpunktet mellom hjul og skinne.

Figur 2.37 Rulleradius r_C til hjulbanen i kontaktpunktet mellom hjul og skinne. Rulleradius er større enn nominell radius.

I figur 2.38 er vist et tilfelle hvor rulleradius r_C kan bli meget stor.

Figur 2.38 Kontaktpunktet mellom hjul og innvendig skinnekant ligger i flensområdet.

Etter som hjulsettet beveger seg lateralt fra den midtre eller nominelle posisjon, vil en hjulflens nærme seg innvendig kant av skinnehodet. Den andre hjulflensen vil fjerne seg fra skinnehodet. Dette medfører at rulleradius til hjulbanen i kontaktpunktet for det ene hjulet vil øke. Tilsvarende vil rulleradius til hjulbanen i kontaktpunktet til det andre hjulet avta. Dermed oppstår det en differanse i rulleradius til de 2 hjulene i hjulsettet.

Dersom hjulprofilene var helt koniske, ville gravitasjonssenteret til hjulsettet ha samme høyde ved lateral bevegelse. Men vanligvis er hjulsettene utsatt for slitasje som fører til hult profil. Dette medfører en kraftig endring av hjulradius for det hjulet hvor flensen nærmer seg innvendig kant av skinnehodet. Differensen i rulleradius til hjulbanene for de 2 hjulene vil da bli meget stor. Gravitasjonssenteret til hjulsettet vil løfte seg litt. Forholdet kan medføre klatring som til slutt kan ende i avsporing. Dette vil imidlertid bli forsøkt hindret av hjulsettets treghet og stivhet til primærfjæren. I figur 2.39er det vist forskjellen mellom et korrekt konisk profil og et slitasjeprofil.

Figur 2.39 Forskjellen mellom konisk profil og slitasjeprofil.

Effekt av lateral bevegelse av hjulsettet

Dersom et hjulsett beveger seg f.eks. lateralt til venstre i forhold til sporet i kjøreretningen, så vil rulleradius til hjulbanen til det venstre hjulet r_L øke. Det vises til figur 2.40. Rulleradius til hjulbanen til det høyre hjulet derimot vil avta når hjulet beveger seg fra skinnen. Når omkretsen til det venstre hjulet blir større, vil det prøve å rulle videre ved en gitt rotasjonshastighet. Når fjæringen til slutt utøver motstand, vil det oppstå motsatt like store langsgående krefter på de 2 hjulene. Dette medfører et dreiemoment som forsøker å bringe hjulsettet tilbake til senterlinjen i sporet.

Figur 2.40 Lateral bevegelse av hjulsettet.

Dersom hjulsettet beveger seg med en anløpsvinkel i sporet, vil hjulene i hjulsettet prøve å fortsette rullingen i den angitte retning. Dette er vist ved de svake angitte dobbeltpilene i figur 2.41. Dersom hjulsettet i denne stillingen b tvunget til å fortsette den parallelle bevegelsen i sporet (angitt ved de svarte dobbeltpilene), vil det oppstå laterale krefter på hjulbanen til hvert hjul.

Figur 2.41 Hjulsettet beveger seg på sporet med en anløpsvinkel

Dersom det er hjulflensen som framtvinger hjulsettet til å løpe parallelt med sporet med anløpsvinkel, så vil det fremdeles være en lateral kraft F på hjulbanen til hvert hjul. Hjulflensen på det venstre hjulet må imidlertid utvikle en kraft på 2 F i retning mot høyre for å overvinne hjulbanekreftene. Når hjulbane- og hjulflenskreftene summeres på det venstre hjulet, vil det oppstå en netto kraft lik F mot høyre på det venstre hjulet. Det vil da bli en rotasjonsbevegelse mot høyre. Dette er vist i figur 2.42.

Figur 2.42 Motsatt rettede krefter i hjulbanen framtvinger en dreining av hjulsettet mot høyre

Kreftene vist i figur 2.42 er de resulterende krefter på hjulene. Kreftene på skinnene vil bli like store og motsatt rettet. Dette betyr at hjulsettetvil generere krefter som vil trekke skinnene fra hverandre og dermed føre til større sporvidde.

Bevegelse av et fritt hjulsett på rett linje

Det antas at et fritt hjulsett beveger seg på et spor. Videre forutsettes at hjulsettet starter denne bevegelsen fra en forskjøvet posisjon. På grunn av forskjell i rulleradius til hjulbanene på de 2 hjulene vil hjulsettet av seg selv styre inn mot senterlinjen av sporet. Når hjulsettet når senterlinjen av sporet, vil det danne en anløpsvinkel i forhold til skinnene. Av den grunn vil hjulsettet gå mot den andre siden av sporet og bevegelsene vil fortsette på denne måten. Bevegelsesmønsteret er vist i figur 2.43.

Denne trigonometriske bevegelsen på sporet betegnes som hjulsettets kinematiske bevegelse og er kun en funksjon av det geometriske systemet. Bestemmende parametre er den effektive konisitet til hjulsettet, hjulradius og sporvidde. Den effektive konisitet utledes av helningen på skinnene og de koniske hjulene på hjulsettet. Den bølgelengde som oppstår, kalles den kinematiske bølgelengde og er uavhengig av hastighet. Dette medfører at frekvensen av den kinematiske bevegelse øker lineært med økende hastighet.

Denne bevegelsen kan i siste konsekvens føre til ustabilitet og såkalt hunting (hjulflensen støter mot skinnekantens innside).

Figur 2.43 Bevegelse av et hjulsett i en kurve

I en kurve vil den ytre skinnen være lenger enn den indre skinnen. Dersom hjulsettet beveger seg tilstrekkelig langt nok lateralt mot den ytre skinne ved framføring, vil differensen i rulleradius til hjulbanene til de 2 hjulene utligne forskjellen i lengde. Et hjulsett som følger en slik bevegelse i en kurve, betegnes å følge den ideelle linje. Dette er illustrert i figur 2.44.

Figur 2.44 Bevegelse av hjulsett i kurve

Et hjulsett som har radielle egenskaper og som følger den ideelle linje, vil løpe perfekt gjennom kurven. Dermed vil tilleggskrefter ikke genereres. Imidlertid er det viktig å være klar over at størrelsen av tilgjengelig lateral bevegelse vil bli begrenset ved hjulflensens tilstedeværelse. For et hjul med konisitet lik 1 : 20 vil det være nødvendig med en radius lik 1700 m for at hjulsettet skal følge den ideelle linje uten flenskontakt.

Rullende friksjon

Friksjonskrefter oppstår på grunn av differanse i rulleradius til hjulbanene i hjulene og på grunn av anløpsvinkel. Disse friksjonskreftene er forskjellig fra den klassiske glidende friksjon. Dette har sin bakgrunn i at hjulsettet ruller langs sporet.

Teorien og forståelsen av den rullende kontakt er fundamental for utviklingen av den teoretiske forståelse av kontakten hjul/skinne.

Den rullende kontakt eller den relative bevegelse mellom hjul og skinne benevnes kryp. Kryp er hastigheten av overflatekontakten til det ene legemet relativt til overflatekontakten til det andre legemet. Krefter på grunn av kryp kalles krypkrefter.

Et typisk krypkraft/krypforhold er vist i figur 2.45. Ved den glidende friksjon bygges kraften opp til et høyt nivå med en gang. Men med en gang den er oppstått, synker den glidende krypkraft med økende relativ hastighet. Mht. den rullende friksjon vil kraften være proporsjonal med den relative hastighet eller kryp ved lave verdier. Ved høyere verdier av hastighet/kryp vil kraften nærme seg asymptotisk mot et nivå som er gitt ved friksjonskoeffisienten multiplisert med normallast lik N.

Figur 2.45 Rullende friksjon og glidende friksjon

SAMVIRKE MATERIELL - BANE, KONISITET

I det foregående avsnitt ble bevegelsen av hjulsettet beskrevet. I dette avsnittet skal de matematiske sammenhenger diskuteres.

Generelt har hjulene følgende oppgaver:

• Bære det rullende materiell
• Styre det rullende materiell i lateral retning
• Overføre trekk- og bremsekrefter

Hjulsatsen

Hjulsatsen er et av jernbaneteknikkens grunnleggende konstruksjonselement. Hvert av hjulene har en hjulbane som er i kontakt med skinnen og en flens. Hjulflensens oppgave er å styre hjulsettet lateralt i sporet.

De 2 hjulene i et hjulsett er forbundet med en aksel. En hjulsats kan dermed beskrives som et par konede hjul med flenser hvor hjulene er stivt forbundet med akselen.

Figur 2.46 illustrerer et hjulsett på sporet.

Figur 2.46 Definisjon av viktige parametre for en hjulsats på sporet.

Følgende parametre defineres:

• Nominell sporvidde som er avstanden mellom kontaktpunktene for

løpebanenes middellinjer (sirkellinjer) på skinnene. Denne parameteren er meget viktig og må ikke forveksles med sporvidde. Nominell sporvidde skal være 1500 mm.

• Sporvidde som er avstanden mellom innsiden til de 2 skinnene målt 14 mm

under skinnetopp. Sporvidden skal være 1435 mm. Toleranseverdier er vanligvis + 10 mm og - 3 mm for et spor av vanlig bra standard. Detaljerte toleransemål i de ulike hastighetsavhengige kvalitetsklaser er gitt i regelverket.

• Flensvidde som er avstanden mellom hjulflensene mot innside av

skinnekant målt 10 mm under overkant av skinnetopp for et spor med nominell sporvidde. Det forutsettes at hjulsettet er i sentrert posisjon. Flensvidden er 1426 mm med toleranseverdier lik + 0 mm og -16 mm.

• Hjulvidde som er avstanden mellom innside av hjulene og er 1360 mm på

et standard spor med nominell sporvidde lik 1500 mm. Toleranseverdiene er + 3 mm og - 3 mm.

• Sporspillet er klaringen mellom hjulsettet og sporet og er dermed den

avstand hjulsettet kan bevege seg lateralt. Denne avstanden er ikke den samme som avstanden mellom sporvidde og flensvidde.

• Andre viktige parametre for hjulet er flenstykkelse, flenshøyde og det

såkalte q_R målet.

q_R måletdefineres som horisontal avstand målt fra et punkt i en høyde på 2 mm fra underkant hjulflenstil et punkt som er 10 mm over hjulbanen ved løpesirkelen. Det vises til figur 2.47.

Figur 2.47 Definisjon av q_R - målet.

Ved Jernbaneverket skal q_R ikke underskride 6,5 mm. Ved en lavere verdi vil innvendig side av flensen bli meget bratt. Dette øker faren for avsporing.

Hjulets konisitet

Det er nevnt at hjulets løpebane er konisk formet.

Årsaken til dette er at konisiteten gir en styremulighet for hjulsatsen i sporet på rett linje og i kurver. I den etterfølgende betraktning skal det antas at hjulenes hjulbaner har en rak konisk form.

Figur 2.48 Konisitet for hjulene i et hjulsats

Figur 2.48 viser kontaktpunktene mellom hjulene til et hjulsett og skinnene. Det er antatt at hjulsettet er sentrert. Dersom hjulsettet beveger seg lateralt mot høyre på grunn av klaringen, vil rulleradius til det høyre hjulet, r_H , bli større. Likeledes vil rulleradius til det venstre hjulet, r _V , bli mindre.

Dersom hjulsettet derimot beveger seg mot venstre, vil r_V bli større og r_H vil anta en lavere verdi.

Denne differansen mellom størrelsen på de 2 hjulradiene til hjulene er en meget viktig parameter for å kunne beskrive hjulsettets bevegelser. Under antakelse av at hjulets hjulbane er ideelt konisk utformet, kan følgende enkle matematiske sammenhenger iht. betegnelser i figur 32 utledes ved lateral bevegelse av hjulparet mot høyre:

$r_{V}=r_{0}-\lambda \cdot y$

(2.90)

$r_{H}=r_{0}+\lambda \cdot y$

(2.91)

Her betyr:

r_V er rulleradius til det venstre hjulet i kontaktpunktet med skinne

r_H er rulleradius til det høyre hjulet i kontaktpunktet med skinne

r₀ er midlere rulleradius til hjulet

λ er hjulbanens konisitet eller helning

y er lateral forskyvning av hjulsettet

For et konisk hjulsett er verdien av λ gitt ved vinkelen til det koniske kjegleutsnittet. For l lik 0,05 er konisiteten eller helningen til hjulbanen med horisontalen lik 1 : 20. Tilsvarende er for λ lik 0,025 konisiteten til hjulbanen lik 1 : 40.

Imidlertid i praksis er variasjonen eller endringen i hjulradius for hvert hjul en meget kompleks funksjon. Viktige parametre er hjulets og sporets geometri. Dette har sammenheng med at hjul med rak konisitet i hjulbanen etter hvert vil bli utsatt for slitasje i hjulbanen. Det kan danne seg en dobbelflens som vist i figur 2.49. Et annet fenomen er dannelse av en falsk flens. Et slikt slitasjeprofil vil kunne oppstå relativt hurtig, bl.a. på grunn av bremsing. Men når det først har oppstått, vil profilet være ganske stabilt og det opptrer da som et slitasjetilpasset profil.

Både dobbelflens og falsk flens vil i varierende grad føre til tvangsstyring av hjulsettet.

Figur 2.49 Slitt profil i hjulbane med dannelse av dobbel flens og falsk flens

Kontaktpunktsgeometri

Mellom hjul og skinne dannes en kontaktflate. Dersom normalkraften i kontaktflaten går mot null, vil kontaktflaten bare bli et punkt. Dette punktet kalles kontaktpunktet.

Den geometriske formen på kontaktflaten mellom hjulbane og skinnehode er normalt elipseformet.

Kontaktellipsens størrelse kan beregnes ved hjelp av Hertz’ kontaktteori. Kontaktellipsens flateinnhold er ca. 1 - 2 cm². Dette er illustrert i figur 2.50.

Figur 2.56 Ekvivalent konisitet

Det framgår at funksjonen ikke beskriver en rett linje. For å oppnå en “ ekvivalent konisitet” vil det være nødvendig å trekke en rett linje gjennom den ikke-lineære grafen for best mulig tilpassing. Dette kan gjøres ved å benytte en veiet funksjon som tar hensyn til den tiden som hjulsettet bruker for hver verdi av den laterale posisjon hjulsettet har. Den mest normale veide funksjon er normalfordelingsfunksjonen sentrert om sporets senterlinje og med et standardavvik lik 2,5 mm. Ved å bruke en slik veiet funksjon kan den best tilpassede rette linje for å beskrive den ekvivalente konisitet uttrykkes ved:

Figur 2.50 Kontaktellipsens flate er normalt 1 - 2 cm²

Dersom det dannes kun ett kontaktpunkt mellom hjul og skinne, råder ettpunktskontakt. Det vises til figur 2.51.

Figur 2.51 Ettpunktskontakt mellom hjul og skinne

2 kontaktpunkter mellom hjul og skinne betegnes topunktskontakt. Dette er illustrert i figur 2.52.

Figur 2.52 Topunktskontakt

Det skal bemerkes at for et hjul med slitasjetilpasset hjulbane på en slitt skinne forflyttes kontaktpunktet som regel kontinuerlig mot hjulflensen når hjulet forskyves lateralt i forhold til skinnen.

Ekvivalent konisitet

Når et hjul forskyves lateralt i forhold til skinnen, medfører dette en endring av flere parametre som har betydning for kontaktpunktet mellom hjul og skinne.

Den laterale forskyvning til hjulsettet betegnes y. Flere parametre vil være avhengig av denne bevegelsen. Det innføres:

r₀ er hjulradius i løpesirkelen

Δr er økning i hjulradius

γ er kontaktpunktsvinkelen

ΔZ_H er hjulløftet

Δy er sideforskyvning av kontaktpunktet hjul – skinne, denne defineres som positiv når hjulets flens nærmer seg skinnen

Figur 2.53 viser definisjonen av disse parametrene.

Figur 2.53 Definisjon av parametre i kontaktpunktet hjul/skinne

Med bakgrunn i ovennevnte vil det for en gitt hjul/skinne kombinasjon dannes de tre kontaktpunktsfunksjonene:

$\Delta r=f_{1}(\Delta y)$

(2.92)

$\gamma =f_{2}(\Delta y)$

(2.93)

$\Delta Z_{1}=f_{3}(\Delta y)$

(2.94)

Med effektiv konisitet for et hjul menes kvotienten mellom økning i rulleradius og den laterale forskyvning mellom hjul og skinne:

$\lambda _{EFF.}={\Delta r \over \Delta y}$

(2.95)

Oftest er det imidlertid den effektive konisiteten for et hjulsett som er av interesse. Denne konisiteten uttrykkes som kvotienten mellom den halve forskjellen i rulleradius mellom de 2 hjulene og den laterale forskyvning mellom hjul og skinne:

$\lambda _{EFF.}={\Delta r_{L}-\Delta r_{R} \over \ 2\cdot \Delta y}={r_{L}-r_{R} \over \ 2\cdot \Delta y}$

(2.96)

Det vises til figur 2.54.

Figur 2.54 Ved en sideforskyvning av hjulsettet endres hjulenes rulleradius

Dersom hjulbanene til de 2 hjulene har den samme konisitet(rak konus), er den effektive konisitet identisk med konusvinkelen dvs. kontaktpunktsvinkelen. For dette tilfelle gjelder:

$\Delta r=\gamma _{0}\cdot \Delta y$

(2.97)

$\gamma =\gamma _{0}$

(2.98)

$\Delta Z_{H}=\gamma _{0}\cdot \Delta y$

(2.99)

Dette gir:

$\Delta r=\Delta Z_{H}$

(2.100)

Det vises til figur 2.55.

Figur 2.55 Effektiv konisitet ved rett konus

Det framgår av ovennevnte at med et slitt profil vil den aktuelle konisitet være avhengig av formen på skinnehodet og hjulbanen samt slitasje på øvrige komponenter. Sporvidde og skinnehelning har også innflytelse.

Uttrykket (r_L-r_R) gjenspeiler den øyeblikkelige differanse i rulleradius til hjulbanene for et hjulsett. I praksis er denne differansen en ikke-lineær funksjon av den laterale forskyvning Δy av hjulsettet mht. senterstillingen.

Et diagram som beskriver differansen i rulleradiusuttrykt ved (r_V - r_H) i forhold til den laterale bevegelse Dy av hjulsettet kan opptegnes. Et eksempel er vist i figur 2.56.

$\lambda _{EFF.}={1 \over 2}\cdot \int {{N(\Delta y)\cdot (r_{L}-r_{R})} \over \Delta y}d(\Delta y)$

(2.101)

N representerer normalfordelingsfunksjonen mht. hyppighet av den enkelte laterale forskyvning ved en bestemt verdi av differanse i rulleradius.

Når hjulsettet gjennomløper en kurve, vil de 2 hjulene ha forskjellig distanse tilbakelegge. Dette fordi den ytre skinnestrengen er lengre enn den indre skinnestrengen i kurven. Dersom differansen i rulleradius til de 2 hjulene forholder seg til differansen i lengde til skinnestrengene, så vil hjulsettet gjennomløpe kurven på en perfekt måte. Dette er illustrert i figur 2.57.

Figur 2.57 Gjennomløp av hjulsett i kurve i nøytrallinjen

Hjulsettets laterale posisjon i en riktig stilling i kurven kan uttrykkes ved følgende formel:

${R+l_{0} \over r_{R}}={R-l_{0} \over r_{L}}$

(2.102)

Her betyr:

r_V = rulleradius til det venstre hjulet

R = kurvens radius

l₀= halv sporavstand

r_H = rulleradius til det høyre hjulet

Dersom hjulbanene til hjulene er teoretisk formet med riktig konisitet, kan beliggenheten til den nøytrale linjen i kurven beregnes mht. forskyvning fra spormidt:

$y_{e}={r_{0}\cdot l_{0} \over \lambda \cdot R}$

(2.103)

Her betyr:

r₀= sentersirkel i hjulbanen til hjulet

l = konisitet til hjulene

Kontaktpunktvinkelen er allerede nevnt. Størrelsen på kontaktpunktsvinkelen er meget viktig da kraften normalt på kontaktpunktet gir opphav til en lateral komponent. Kraften normalt på kontaktpunktet skal bære vekten av det rullende materiell som framføres. Dersom hjulsettet har hjul som er teoretisk konisk utformet, så vil konisiteten til hjulet i kontaktpunktet være den samme som kontaktpunktsvinkelen. Dette gjelder under forutsetning av at flenskontakt blir unngått. For et profilert hjul vil den opptredende kontaktpunktsvinkelen d variere etter som hjulsettet beveger seg langs skinnene. På samme måte som en differanse i rulleradiustil hjulene i et hjulpar oppstår, vil det oppstå en differanse i størrelsen på kontaktpunktsvinkelen til de samme hjulene. Denne differansen kan uttrykkes ved

$(\gamma _{R}-\gamma _{L})$

(2.104)

Denne differansen i kontaktpunktsvinkelenkan beregnes og en lineær kontaktpunktsvinkel som parameter kan bestemmes relatert til (γ_R - γ_L) som funksjon av den laterale forskyvning y:

$\epsilon =l_{0}\cdot {(\gamma _{R}-\gamma _{L}) \over 2y}$

(2.105)

Dette er antydet i figur 2.58.

Figur 2.58 Definisjon av kontaktpunktsvinkel

Det er allerede nevnt at hjulbaner på hjul med rak konus etter hvert vil forandre form på grunn av slitasje. For små sideforskyvninger mellom hjul og skinne kan hjulflaten og skinneflaten i området for det nominelle kontaktpunktet med en viss tilnærming anses å ha konstante krumningsradier i tverrplanet. Det forutsettes videre at kontaktpunktsvinkelen i normal stilling ved forskyvning y=0 er λ=γ₀.

Under forutsetninger av små laterale forskyvninger kan den effektive konisitetenberegnes iht.:

$\lambda _{EFF.}=\gamma _{0}\cdot {r_{TH} \over r_{TH}-r_{TR}}$

(2.106)

Her betyr:

r_TH = krummningsradius til hjulbanen

r_TR = krummningsradius til skinnehodet

Figur 2.59 Effektiv konisitet ved små forskyvninger

Det kan av ovennevnte formel avleses at den effektive konisitet kan bli meget stor dersom hjulbanens og skinnehodets krummningsradier er tilnærmet like store. Ved oppstått slitasje i hjulbanen til hjulet kommer derfor den effektive konisiteten til å øke.

Den effektive konisitet kommer også til å bli stor når sporspillet er lite i normalstilling til hjulet. Dette henger sammen med at Kontaktpunktvinkelen g 0 blir høy. Det vises til figur 2.59.

I ovenliggende formel ble det forutsatt at krummningsradiene for hjulbanen til hjulet og til skinnehodet i tverrplanet var konstant. Dette har tilnærmet gyldighet for små bevegelser av hjulsettet i lateral retning i området rundt normalstillingen, dvs. i området + 2 mm til - 2 mm.

I praksis må størrelsene Δr, γ og ΔZ_H beregnes med numeriske metoder. For ikke-lineære funksjoner kan benyttes metoden som tar i bruk normalfordelingsfunksjonen som veid funksjon. Det vises til foregående redegjørelse.

Det kan konkluderes med at ved lite sporspill dvs. trangt spor kan den effektive konisiteten bli meget høy. Spesielt gjelder dette når det samtidig er full tykkelse av hjulflensen på begge hjulene.

Spørsmålet blir hvor stor bør konisiteten være. Det er naturligvis vanskelig å konstruere et løpeverk som utøver gode løpeegenskaper under alle forhold. Normal konstruksjonspraksis er at det rullende materiell skal klare en effektiv konisitet i området

0,05 ≤ λ_EFF. ≤ 0,35.

Dette gjelder for framføring av rullende materiell med høyere hastigheter. For lavere hastigheter bør kanskje gjelde λ_EFF. ≤ 0,50.

Hjulparets bevegelse i sporet

Rett linje

Et hjulsett med hjul som har teoretisk riktig konisitet mht. hjulbanen, beveger seg på rett linje. På grunn av klaringen i sporet (sporspillet) vil hjulet bli forskjøvet lateralt. Denne laterale bevegelsen vil bli møtt eller motvirket av en kraft som gjør at hjulsettet beveger seg mot den andre siden. Det oppstår en periodisk bevegelse, en såkalt sinusbevegelse. Denne pendlingen av hjulsettet er beskrevet teoretisk av Klingel i 1883 og betegnes derfor som Klingels bevegelse. I figur 2.60er hjulsettet modifisert og følgende parametre inngår i den matematiske formuleringen:

• λ eller γ = konisitet(helning) til hjulbanen
• r = radius av hjulbanens sirkel i senter
• R = radius i sinuskurven til den periodiske bevegelse på rett linje
• s = sporvidde
• y = lateral forskyvning av hjulsettet fra senter
• v = hastighet
• x = distanse som tilbakelegges

I en teoretisk riktig bevegelse vil hjulsettet bli forskjøvet lateralt over en distanse y med utgangspunkt i senter til hjulbanens løpesirkel. Dette på grunn av rullingen til hjulsettet ved framføring. Videre vil differansen i rulleradius til hjulsettet være 2yγ .

Det kan utledes følgende matematiske sammenhenger:

$\Delta r=(r_{1}-r_{2})=(r+\gamma y)-(r-\gamma y)=2\gamma y$

(2.107)

${{\left(R+{s \over 2}\right)} \over {\left(R-{s \over 2}\right)}}={{\left(r+\gamma y\right)} \over {\left(r-\gamma y\right)}}$

(2.108)

Figur 2.60 Differanse i rulleradius mht. lateral bevegelse til hjulsettet

Dette gir:

$\left(R+{s \over 2}\right)\times \left(r-\gamma y\right)=\left(R-{s \over 2}\right)\times \left(r+\gamma y\right)$

(2.109)

$R_{r}-R\gamma y+r\cdot \left({s \over 2}\right)-\gamma r\cdot \left({s \over 2}\right)=R_{r}+R\gamma y-r\cdot \left({s \over 2}\right)-\gamma r\cdot \left({s \over 2}\right)$

(2.110)

$R\gamma y=r\cdot \left({s \over 2}\right)$

(2.111)

$2R\gamma y=sr=\Delta r\cdot R=(r_{1}-r_{2})\cdot R$

(2.112)

Med disse 4 utrykkene kan følgende sammenhenger utledes:

$\gamma ={1 \over 2}\cdot {r_{1}-r_{2} \over y}=\gamma _{EFF.}$

(2.113)

som er definisjon av ekvivalent konisitet.

$\Delta r=2\gamma y={sr \over R}$

(2.114)

Det er påpekt at den hjulsettet følger en tilnærmet sinusbevegelse med en radius R på grunn av klaringen eller sporspillet når det beveger seg på ret linje. Det må være kjent fra mekanikken at et element inntar en form ved sentrisk belastning på grunn av trykkrefter som kan beskrives ved:

${\ddot {y}}=-{1 \over R}$

(2.115)

Dette betyr at den annen deriverte av en funksjon beskriver krumningen til elementet i et x-y koordinatsystem ved sentrisk belastning av elementet. Det vises til figur 2.61. Denne relasjonen kan overføres til den tilnærmede sinusbevegelse til et hjulsett som på grunn av hjulbanenes konisitet beveger seg langs sporet på en rett linje.

Figur 2.61 Krumning av et element ved sentrisk belastning.

Det kan dermed utledes:

$2\gamma yR=sr$

(2.116)

$2\gamma yR-sr=0$

(2.117)

$2\gamma y-{sr \over R}=0$

(2.118)

$2\gamma y-sr\cdot (-{\ddot {y}})=0$

(2.119)

$2\gamma y+sr{\ddot {y}}=0$

(2.120)

${\ddot {y}}+2{\gamma \over rs}\cdot y=0$

(2.121)

Denne differensiallikningen har en generell løsning som kan skrives på formen:

$y=A\cdot \cos \alpha x+B\cdot sin\alpha x$

(2.122)

α kan beskrives ved uttrykket:

$\alpha ={\sqrt {2\cdot \gamma \over rs}}$

(2.123)

For y(x = 0) = 0, blir løsningen:

$y=y_{0}\cdot \sin 2\pi {x \over L}$

(2.124)

Her betyr:

y₀ = amplitude av den lateral forskyvning av hjulsettet

L = bølgelengde i den periodiske sinusbevegelse på rett linje

Den kinematiske bølgelengde L er vist i figurene 2.62 og 2.63 og beskrives ved formelen:

$L=2\pi {\sqrt {rs \over 2\gamma }}$

(2.125)

Figur 2.62 Bølgelengde av bevegelsen til et hjulsett på rett linje

Figur 2.63 Teoretisk forløp av den laterale bevegelse av et hjulsett hvor bølgelengde L, maksimal amplitude y0 og sporspillet er angitt.

Den maksimale laterale akselerasjon uttrykkes ved:

${\ddot {y}}_{max}=4\pi ^{2}y_{0}\cdot {v^{2} \over L^{2}}$

(2.126)

Frekvensen til den laterale akselerasjon:

$f={v \over L}$

(2.127)

Dersom denne frekvensen sammenfaller med en av resonansfrekvensene til det rullende materiell, vil vognen bli ustabil ved framføring. Den laterale akselrasjonen er et mål for størrelsen på de laterale krefter. Det framgår at den laterale kraften vil øke ved større hastigheter og/eller ved mindre bølgelengder, dvs. ved større konisiteter. Det framgår også at størrelsen på bølgelengden er uavhengig av hastigheten. Parametre som bestemmer bølgelengdens størrelse, er radius i senter til hjulbane, sporvidde og konisitet. En konisitet lik 1 : 40 vil gi en større bølgelengde og en lavere lateral akselerasjon enn en konisitet lik 1 : 20 ved samme hastighet. Den progressive økende konisitet i tilfellet av slitte profiler på hjulbane og skinnehode vil forårsake kortere bølgelengder og økende akselerasjoner.

”Hunting”

Det er utledet at bevegelsesligningen til Klingel kan skrives på formen:

$y=y_{0}\cdot \sin 2\pi {x \over L}$

(2.128)

Det forutsettes at y = 0 ved stedet x = 0, dvs. der hvor bevegelsen til hjulsettet starter.

Størrelsen på amplituden y0er en funksjon av sporets kvalitet mht. uregelmessigheter (laterale sporfeil), dynamisk oppførsel av vognmateriellet og hastigheten til det rullende materiell. Generelt på grunn av glidning vil y0 øke som funksjon av voksende hastighet inntil den laterale forskyvning antar halve verdien av sporspillet (flangeway clearance). Hjulflensen vil da støte mot innsiden av skinnehodet og hjulsettet vil “ bykse” eller “ sprette” tilbake. Dette medfører at den laterale bevegelse vil innta en helt annen karakter og denne bevegelsen er kjent som hunting. Dette er illustrert i figur 2.64.

Figur 2.64 Bevegelsesmønster til et hjulsett som utsettes for hunting

Bevegelsen til hjulsettet skifter fra en harmonisk sinusbevegelse til en form for sikksakk bevegelse. Bølgelengden blir kortere og frekvensen til den laterale akselerasjonen uttrykt ved hastighet over bølgelengde(v/L) øker. Til slutt kan resonans inntreffe. Dette er illustrert i figur 2.65. Boggien eller hjulsettet må derfor konstrueres på en slik måte at løpeegenskapene blir stabile. Parametre som må vies oppmerksomhet, er konisitet og sporspillet.

Figur 2.65 Økning i amplitude og frekvens med hastighet og utvikling av ustabilitet

Slitte hjulprofiler

Et absolutt perfekt konisk hjulprofil vil være ustabilt dersom bare formen betraktes. Men under påvirkning av slitasje vil profilet anta en form som gjør profilet stabilt. I tillegg vil de teoretisk riktige hjulprofilene ha den ulempe at en lateral bevegelse på grunn av 2-punkt kontakt, vil føre til støtbevegelse. Dersom det antas at profilet i kontaktpunktet mellom skinnehodet og hjulbane er sirkulært, så kan det utledes at ved en lateral forskyvning y til hjulsettet mht. sporet vil kontaktpunktet på skinnehodet overføres over en distanse:

$\Delta s={\rho _{SKINNE} \over \rho _{HJUL}-\rho _{SKINNE}}\cdot y$

(2.129)

Her betyr:

Δs = forskyvning av kontaktpunktet på skinne på grunn av

forskyvning av hjulsettet

y = forskyvning av hjulsettet

r_HJUL = krummningsradius til hjulbanen

r_SKINNE =krummningsradius til skinnehodet

Videre kan det utledes:

$\Delta r=\gamma _{0}{\rho _{SKINNE} \over \rho _{HJUL}-\rho _{SKINNE}}\cdot 2y=\gamma _{E}\cdot 2y$

(2.130)

Det vises til figur 2.66 og figur 2.67.

Figur 2.66 Forskyvning av kontaktpunktet på skinnehodet på grunn av forskyvning av hjulsettet.

Figur 2.67 ?r-kurve for et teoretisk S 1002 profil i kombinasjon med UIC54 skinne, skinnehelning1 : 40 og sporvidde 1434 mm.

Med koniske profil er radius uendelig og kontaktpunktet på skinnehodet beveger seg derfor ikke. Dette medfører at slitasje på skinnehodet blir mye konsentrert på et punkt. Et meget interessant punkt opptrer dersom radiene på hjulbanen og skinnen nesten blir den samme. Dersom det bare er en liten lateral forskyvning på akselen, så vil kontaktpunktet hoppe. Dette fører til mangel på kjørekomfort. I kurven for Dr manifesterer seg dette i et hopp.

Praktiske forsøk gjort i ORE Committee C 116har vist at over en gitt tidsperiode så stabiliserer seg slitasjen ved ekvivalent konisitet på ca. 0,2 til 0,3. Under hensyntagen til stabil løpsdynamikk må den ekvivalente konisitet være mindre 0,4, i alle fall ved høyere hastigheter. Og for å garantere sentereffekten må den ekvivalent konisitet være større enn 0,1. Figur gir en oversikt over verdier av den ekvivalente konisitet for profilet S 1002 i kombinasjon med skinne av type UIC60 for forskjellige sporvidder og skinnehelninger. Med unntakelse av skinnehelning1 : 20 øker konisiteten når sporvidden minker. Særlig ved stor skinnehelning øker konisiteten ved minkende sporvidde. Med skinnehelning 1 : 20 er konisiteten meget liten og nærmest uavhengig av sporvidden i området 1428 - 1438 mm.

Forskyvningene i kontaktpunktet på skinnehodet for gitte verdier er vist i figur 2.68. Videre er de illustrert i figur 2.69. Det vises at ved skinnehelning1 : 20 så arbeider ikke prinsippet med slitte profiler. Med skinnehelning 1 : 40 forblir hjulprofilene stabile skinnene slites lineært dersom sporvidden er mellom 1432 mm og 1436 mm.

Figur 2.68 Ekvivalent konisitet for S 1002 på UIC60

Figur 2.69 Bevegelse av hjul-skinne kontakt for S 1002 på UIC60

Anløpsvinkler

Det skal beskrives bevegelsesforløpet i en kurve for en boggiramme og for to akslede vogner.

Boggiramme

Anløpsvinkler opptrer ved gjennomkjøring i kurver med små radier. Under forutsetning av en stiv konstruert boggi holdes akslene parallelle. Boggien vil derfor forsøke å kjøre rett fram. Hjulet i fremre aksel vil da gjennomløpe sirkelkurven med flenskontakt mot ytre skinnestreng. Skinnestrengen presser hjulet tilbake og tvinger dermed boggien til å følge sporets krumning. Det oppstår en vinkel som defineres som anløpsvinkel. Det vises til figur 2.70. Anløpsvinkelen er vinkelen mellom skinnestrengen og hjulflaten. Denne vinkelen er lik vinkelen mellom hjulakselen og kurvens radius. Anløpsvinkelen angir forskjellen mellom vognakselens virkelige stilling og en teoretisk radialstilling. Størrelsen på anløpsvinkelen er avhengig av parametrene kurveradius og avstand mellom akslene i en boggie iht. følgende formel:

$\alpha ={l \over R}$

(2.131)

Her betyr:

α= anløpsvinkel til fremre aksel i boggi mot skinnestreng

l = avstand mellom akslene

R = radius i kurve

Formelen gir vinkelen i radianer. Omregning til grader og minutter blir:

$1^{\circ }={2\pi \over 360^{\circ }}=0,0174rad$

(2.132)

eller

$1min.={0,0174 \over 60}=0,00029rad$

(2.133)

Figur 2.70 Anløpsvinkel til fremre aksel i en boggi

Dersom avstanden mellom akslene i en boggier f.eks. 2500 mm (B5 - materiell) og kurveradiuser 300 m, beregnes anløpsvinkelen til :

$\alpha ={l \over R}{1 \over 0,00029}$

(2.134)

$\alpha ={2500 \over 300000}\left({1 \over 0,00029}\right)=28,7min.$

(2.135)

Dette under forutsetning av stiv boggiramme med aksler som holdes nøyaktig parallelle. Den bakre aksel i boggiløper gjennom kurven uten flenskontakt og føres dermed radielt.

Det er utviklet boggikonstruksjoner hvor oppleggene for hjulsettene er bygget elastiske og som dermed muliggjør radiell innstilling av hjulsettene.

Hjulsatsene er konstruert slik at det alltid er et sporspill ved framføring. Den forreste aksel i en boggikonstruksjon med stiv ramme vil da anta en anløpsvinkel som beregnes etter følgende formel:

$\alpha ={l \over R}+{f \over l}$

(2.136)

Her betyr f sporspillet. Ved økende sporviddeblir anløpsvinkelen dermed større.

En stor anløpsvinkelmedvirker til økt slitasje på skinner og hjul samt til økt energiforbruk ved framføring av det rullende materiell. Det er derfor av interesse å holde anløpsvinkelen så lav som mulig.

To-akselede vogner

Dersom to-akslede vogner(godsvogner) ble bygget på en tilsvarende måte som boggier med stiv ramme (begge aksler holdes nøyaktig parallelle), ville anløpsvinkelen bli for stor. Dette fordi to-akslede vogner har en avstand mellom akslene opp til 10,0 m. Disse vognene blir bygget på en slik måte at akslene er svingbare i forhold til vognkassen. Hjulsatsene er derfor i stand til å dreie seg litt fra midtstillingen som de inntar på rettlinjet spor. Men akslene oppnår likevel ikke den radiale innstillingen. Det innstiller seg en anløpsvinkel som vist i figur 2.71.

Figur 2.71 Innstilling av hjulsats for to-akslet vogn

Den bakre aksel vil som oftest rulle gjennom kurven uten flenskontakt med skinnene. Men hjul nr. 4 på bakre aksel av en vogn med stor akselavstand kan ved lave hastigheter i kurver med små radier få flenskontakt med den indre skinnestreng.

Hjulsats i kurver

Overskriftstekst

Det skal betraktes 2 tilstander:

• Ideell gjennomløping av hjulsett i kurve

• Kinematisk rullebevegelse

Ideell gjennomløping av hjulsett i kurver

Betingelse for radiell innstilling av ytre hjul i første hjulsats skal diskuteres. Det vises til figur 2.72.

Figur 2.72 Boggi ved gjennomløp i kurve

Følgende begreper inngår:

R = radius i sirkelkurve

S = avstand mellom hjulflensene i hjulsettet

a = akselavstand i sporets senterlinje

Δx = avstand for radiell innstilling

Følgende matematiske utledning kan gjøres:

${\Delta x \over {s \over 2}}={{a \over 2} \over R}$

(2.137)

Dette gir mht. ΔX:

$\Delta x={as \over 4R}$

(2.138)

Uttrykket viser at jo større a er, jo større må Δx være for at hjulsettet skal gjennomløpe kurven radielt.

Vinkelen kan beregnes:

$\Psi =\arctan {a \over 2R_{1}}$

(2.139)

I figurene 2.73 og 2.65 er vist diagrammene mht. berøringsgeometrien for hjul/skinne i et gjennomløp i en kurve. Øverste figur (figur2.64) angir nødvendig Δx som funksjon av radius R ved forskjellig avstand mellom akslene. Nederste figur (figur 2.74) viser vinkel som funksjon av radius og avstand a.

Figur 2.73 ?x som funksjon av kurveradius ved varierende akselavstand

Figur 2.74 ? som funksjon av kurveradius ved varierende akselavstand

Kinematisk rullebetingelse i kurveradier

Det ytre hjulet må følge en lengre vei enn det hjulet som går på innerstrengen. Dette betyr at radius til løpesirkel til det ytre hjulet må være større enn radius til løpesirkel til det indre hjulet. Forskjellen betegnes Dr. Dette er illustrert i figur 2.75 under.

Figur 2.75 Differanse i rulleradius ved gjennomløp i kurve

Følgende betegnelser gjelder:

R = radius i sirkelkurve

s = avstand mellom hjulflensene

r = radius i løpesirkel i sentrum av hjulbane

Δr = differanse i løpesirkel til hjulbanene i hjulsettet

y = lateral forskyvning av hjulsettet

Det kan utledes følgende matematiske relasjoner:

${{\left(R+{s \over 2}\right)} \over {\left(R-{s \over 2}\right)}}={{\left(r+\gamma y\right)} \over {\left(r-\gamma y\right)}}$

(2.140)

Iht. utledninger utført i kapittel, gjelder:

$\Delta r={sr \over R}$

(2.141)

Dvs. nødvendig differanse avtar med økende radius i kurve.

Videre er det tidligere vist følgende relasjon:

$\Delta r=2\gamma y$

(2.142)

Dette viser at det er 2 muligheter til å oppnå tilstrekkelig differanse i rulleradius:

• øke konisiteten
• oppnå større verdi av den laterale forskyvning y av hjulsettet ved for eksempel assymetrisk sliping

I figur 2.76er Δr framstilt som funksjon av rs/R ved forskjellige radier i løpesirkelen.

Figur 2.76 ?r som funksjon av rs/R

Dynamisk stabilitet – gangstabilitet

Det vises til foregående kapitler om konisitet og gangdynamikk. Flere konklusjoner kan trekkes.

Jo større konisiteten blir i forhold til hjulradius og sporvidde, jo mindre blir bølgelengden i sinusgangen. Jo mindre bølgelengden blir og jo større hastigheten er, desto høyere blir frekvensen i svingningene og desto kraftigere blir bevegelsene. Det vises til grunnleggende formler.

Når bevegelsene i svingningene dempes, konkluderes det med at hjulsatsen har stabil gange eller gangstabilitet. Dette gjelder også for vognen som er montert på hjulsatsen.

I motsatt tilfelle vil bevegelsens amplitude i svingningene øke inntil det er hjulflensene som begrenser bevegelsene. Hjulflensene vil da få kontakt med skinnene. Dette medfører ustabilitet eller ustabil gange.

Et fri hjulsats har ustabil gange ved meget lave hastighet. Teoretisk oppstår den ustabile gange ved hastighet lik 0. Den hastighet som forårsaker ustabil gange, benevnes kritisk hastighet.

En vedvarende bevegelse i svingningene i lateral retning hvor hjulflensene til hjulsatsen får kontakt med skinnene, kan naturligvis ikke aksepteres. Bevegelsene vil forplante seg opp i selve vognen og gi opphav til kraftige forstyrrelser. Ofte blir også de laterale kreftene på sporet meget store i et slikt tilfelle. Dette gjelder særskilt ved høye hastigheter og dersom andre komponenter i vognen er stivt koplet til hjulsatsen. Spesielt er rammeverket i boggien utsatt. Ved en slik stiv kopling vil komponentene i vognkonstruksjonen følge med bevegelsene til hjulsatsen i lateral retning.

Risikoen for ustabilitet øker som regel med høyere hastigheter. Generelt eksisterer det 2 typer av ustabilitet:

• Ved høy hjulkonisitet blir frekvensene til sinusbevegelsene meget store.

Her virker bl.a. uavfjæret masse i hjulsats og tilkoplet boggirammeverk destabiliserende. Denne ustabiliteten i hjulsatsen har normalt en svingningsfrekvens i området 4 – 8 Hz.

• Ved relativt lav hjulkonisitet blir bevegelsene i sinusgangen også meget

lav. Frekvensene ligger i nærheten av egenfrekvensen til vognens avfjæring, dvs. sekundærfjæringen. Selve vognen samvirker dynamisk på et meget komplisert måte med løpeverket og løpeverkets naturlige sinusgang.

Denne ustabiliteten gir ofte mindre kraftige bevegelser enn den høyfrekvente ustabilitet. Men etter som vognen i høy grad deltar i svingningene, blir ofte bevegelsene i svingningene i vognen uakseptable høye sammenlignet med de høye krav som gjelder i dag.

Ustabilitet for en vogn har en svingningsfrekvens på 1 – 2 Hz.

Hjulprofil-spor

Hjulsatsens viktigste grensemål er angitt i figur 2.77. I figur 2.78er vist detaljmål av hjulprofilet. Målene i parentes gjelder som ytterste slitasjegrenser.

Figur 2.77 Hjulsatsens hovedmål med slitasjegrenser

Figur 2.78 Detaljmål av hjulprofilet

Flenstykkelsen for et enkelt hjul etter slitasje ikke bli mindre enn 22 mm. Dessuten kreves at summen av flenstykkelsen til begge hjulene i hjulsatsen ikke må underskride 50 mm. Videre må flenshøyden ikke bli større enn 36 mm. Det kreves også at det såkalte q_R– målet ikke må underskride grenseverdien på 6,5 mm. Blir denne verdien underskredet, betyr dette at hjulflensen er blitt altfor steil. Ved en slik steil hjulflenser det stor fare for at hjulet klatrer opp mot tungespissene i sporveksler.

Et annet forhold som må vies oppmerksomhet, er dannelse av falsk eller dobbelflens i hjulbanen.

Overholdelse av disse grensemålene er av stor betydning for sikker framføring av det rullende materiell i sporet og ved passering av bl.a. sporveksler. NSB BA benytter et såkalt P8A-B-C hjulprofil i sitt rullende materiell. Dette hjulprofilet er tilpasset en skinnehelning lik 1 : 20 samt avrundingsradius på skinnehodet til de skinnetyper (bl.a. S49, S54, UIC60) som benyttes ved Jernbaneverket.

Hjulprofilene er vist i figurene 2.79, 2.80og 2.81.

Figur 2.79 Hjulprofil P8A

Figur 2.80 Hjulprofil P8B

Figur 2.81 Hjulprofil P8C

Av ovennevnte figurer framgår at hjulprofilene har forskjellig bredde. P8A har bredde 135 mm, P8B har bredde 140 mm og P8C har bredde 145 mm. For øvrig er profilene identiske.

For å hindre skjevgang er det fastsatt grensemål mht. tillatt hjuldiameterdifferanse innen en boggi og mellom boggiene til det rullende materiell. Disse målene er gitt i regelverket (bl.a. trykk 741.1.2 av juli 1995). For lokomotiv av type El17 gjelder et grensemål på 3 mm innenfor en boggi og 50 mm mellom boggiene. El17 har hjulprofil P8B.

Normal sporvidde ved Jernbaneverket er 1435 mm. Det er definert hastighetsavhengige kvalitetsklasser(K0, K1,K2, K3, K4, K5. K0 er den strengeste kvalitetsklasse og gjelder for framføring av rullende materiell i høye hastigheter. Det er definert tillatte toleranseverdier for bl.a. normal sporvidde i hver kvalitetsklasse. Jo høyere kvalitetsklassen er, jo strengere er toleranseverdiene i avvik. Holder avvikene på de sporgeometriske parametre seg innenfor de definerte toleranseverdier i den aktuelle kvalitetsklasse, medvirker dette til en sikker framføring av det rullende materiell.

I det etterfølgende skal beskrives situasjoner hvor avvikene mht. hjulmål og sporet ikke overholdes. Følgene tilfeller skal diskuteres:

• Stor sporvidde

• Trang sporvidde

• Falsk flens og dobbel flens i hjulbanen

• Konfliktområder i sporvekselen

Stor sporvidde

I figur 2.82er vist bilde av et hjulprofil av type P8A. Dette profilet beskrives av hjulflens og avrundinger på innsiden med varierende radius (R13, R100, R330). Området for R13 sammenfaller med området for R13 på skinnehodet til profilene S49, S54 og UIC60. Dette betyr at kontaktpunktet hjul/skinne ved øvrige riktige sporgeometriske forhold (bl.a. skinnehellning 1 : 20) er tilpasset hverandre. Videre består hjulprofilet av et rett parti på hjulbanen med lengde 10 mm. På den resterende del av hjulbanen er det bygd en konisitet lik 1:10.

Figur 2.82 Hjulprofil P8A med detaljmål

Det største tillatte avvik i sporviddeer +30 mm som gjelder for klassene K3, K4 og K5. Dette gir en sporvidde lik 1475 mm. Spørsmålet er hva som skjer når sporvidden blir større. Dette skal diskuteres.

Det antas at summen av hjulflensene til hjulene i hjulsatsen har minste tillatte verdi lik 50 mm. Videre antas at det ene hjulet som har flenstykkelse lik 28 mm, har flenskontakt med skinnehodet. Dette kan inntreffe for eksempel ved gjennomkjøring i kurver for det ytre hjulet og på rett linje for begge hjul på grunn av sporspillet. Det vises til figur 2.83.

Figur 2.83 Hjulsatsens stilling ved stor sporbredde (1475 mm)

For det andre hjulet med flenstykkelse22 mm, framgår at hjulbanens berøringspunkt i den horisontale projeksjon på skinnehodet har en lengde på 9 mm. Størrelsen på kontaktflaten vil i virkeligheten bli mindre på grunn av avrundingsradius på skinnehodet. Det som imidlertid er avgjørende, er at det er det flate partiet på 10 mm på hjulbanen til dette hjulet som har kontakt med skinnehodet.

Ved større sporvidde enn 1475 mm vil kontaktpunktet til hjulet med flenstykkelse lik 22 mm på skinnehodet være konisitetsflaten med helning 1 : 10. Dette forårsaker en for stor differanse i hjulradius for de 2 hjulene i hjulsatsen. Dr blir med andre ord for stor. Denne økningen i Dr vil kunne føre til skjevstilling av hjulakselen og medfører dermed en fare for framføring av det rullende materiell.

Ovenstående er den vesentligste årsak til at maksimal sporvidde er 1475 med mer i akuttgrense. Akuttgrense medfører at sporvidden må korrigeres øyeblikkelig.

Trang sporvidde

I figur 2.84er det vist forholdene for et hjulsett på et spor med minste tillatte sporvidde i akuttgrense. Sporvidden er 1428 mm. Dersom bredde mellom innsiden av hjulene er 1363 mm inkludert toleranser (± 3mm), blir sporspillet bare 5 mm dersom hjulsatsen har nydreide hjul med flenstykkelse30 mm. Et sporspill på bare 5 mm er altfor lite for å hindre ustabilitet ved framføring av det rullende materiell. Et for lite sporspill vil også føre til høy ekvivalent konisitet. Videre blir friksjonskreftene mellom hjul og skinne større. Dette øker faren for avsporing. Feilen må derfor utbedres raskt.

Figur 2.84 Trang sporviddefører til et for lite sporspill og dermed ustabilitet samt høy konisitet

Falsk flens og dobbel flens

Bl.a. på grunn av bremsing med klosser av kunstmateriale kan det dannes dobbelflens og også en falsk flens på hjulbanen. En slik slitt hjulbane er meget uheldig da:

• Løpeegenskapene til boggien eller hjulsatsen hindres på grunn av tvangsstyring

• Fare for avsporingøker

• Ugunstig belastning av komponenter i sporet (sporveksel)

Det er av den grunn fastsatt krav om at maksimal slitasjehøyde i hjulbanen ikke skal overskride 2 mm. Det vises til figur 2.85.

Figur 2.85 Grensemål for slitasjehøyde i hjulbanen

En hjulbane med dobbelflens i kombinasjon med falsk flens vil kunne belaste komponenter i sporet ugunstig dersom slitasjehøyden overskrider grenseverdier.

Spesielt vil deler av krysspartiet som ikke er konstruert for belastning, bli belastet. Forholdet fører over tid til sprekkdannelser i disse delene. Det vises til figur 2.86

Figur 2.86 Belastning av del av kryssparti i sporveksel ved dannelse av dobbeltflens i hjulbanen

Også stokkskinne blir unødvendig slitt ved anliggende tunge der hvor tungepartiet i sporvekselen skal ta over hele belastningen ved framføring av det rullende materiell i avvik. Slitasjeforløpet kan bli meget ugunstig på skinnehodet til stokkskinnen. Dette kan naturligvis ha uheldige konsekvenser for framføring av materiellet i hovedspor. Det vises til figur 2.87.

LØPEVERKSPRINSIPPER FOR VOGNER

I dette avsnittet skal behandles grunnleggende egenskaper mht. løpeverk for to-akslede vogner og for vogner med boggier.

Det er gjort rede for at en hjulsats bør ha evnen til å løpe gjennom en kurve uten flenskontakt og med så liten anløpsvinkel som mulig.

Videre må det tilstrebes at det rullende materiell skal framføres i sporet uten at dette materiellet selv genererer laterale svingninger. En lateral bevegelse i sporet skal dempes.

Egenskapene til en hjulsatser grunnleggende for framføring i sporet, men den er i virkeligheten bare en del av det rullende materiell. Et visst antall hjulsatser skal bære vogn og øvrige komponenter samtidig som de skal styre vognkassen med de laster vognen inneholder.

Den komponent som har til oppgave å bære og å styre det rullende materiell, er løpeverket. Løpeverkets deler er hjul og hjulaksler i form av hjulsats, lagring av aksel i akselboks og dessuten et fjærsystem.

To-akslet vogn

I sin aller enkleste form består løpeverket av en hjulsats(hjul og hjulaksel) som er lagret og innspent i vognens hovedrammeverk i selve vognkassen. Det vises til figur 2.88.

Figur 2.88 Rullende materiell som består av hovedrammeverk med to direkte lagrede og innspente hjulsatser

Denne type av rullende materiell er den enkleste i utførelse og har derfor en del begrensninger.

For det første blir selve lasteevnen begrenset. Av de komponenter (rammeverk, aksel etc.) som bestemmer den totale vekten til materiellet, blir gjerne aksellasten dimensjonerende. Denne parameteren fastsetter svært ofte tillatt last.

For det andre må to-akslede vogner gjøres relativt korte. Selve lengden av vognen begrenses av den største mulige akselavstand. Dette fordi akselavstanden blir bestemt ut fra den evnen som den to-akslede vognen har til å gjennomløpe en kurve. Ved for store akselavstander vil hjulsatsene ikke kunne vri seg tilstrekkelig i kurver med små radier. Dette vil medføre store anløpsvinkler. Det blir ingen radiell styring i kurven. Dersom hjulsatsen ved stor akselavstand skulle innstille seg radielt ved gjennomløp i kurver med små radier, ville hjulsatsens vridningsvinkel i forhold til vognkassens rammeverk bli for stor. Denne vridningsvinkelen begrenses på grunn av den stivhet i innspenningen som alltid må være mellom hjulsats og vognkasse.

For det tredje vil en to-akslet vognlett innta en ustabil gange ved høyere hastigheter (V > 100 km/h). Dette har sammenheng med at styringen av hjulsatsen i rammeverket må være myk for å oppnå en tilfredsstillende evne til gjennomløp i kurver. Hjulsatsene må være svingbare i forhold til vognkassen. Men et slikt forhold vil lett kunne forårsake ustabilitet i forbindelse med hjulparets sinusbevegelser ved høyere hastigheter.

En stivere innspenning av hjulparet gir dårlige gangegenskaper ved gjennomløp i kurver. Dette kan medføre at den store massen av vognkassen ved stiv forbindelse til hjulparet virker destabiliserende. Dette resulterer i store sporkrefter.

I tillegg må nevnes at slike typer vogner bare har et fjærnivå. Alt i alt må det konkluderes med at en to-akslet vogn har relativt mindre bra gangegenskaper. Akselavstanden begrenses til ca. 10,0 m og hastigheten til ca. 100 km/h. Det må altså tilstrebes en balansegang mellom myk forbindelse (radielt innstilt hjulpar) og stiv forbindelse (sikre stabilitet ved høy hastighet på rett spor) for to-akslede vogner.

Vogn med boggier

Boggier er oftest i to-akslet utførelse. Det vises til figur 2.89. Hjulsatsene eller hjulparene er lagret og innspent i et rammeverk på en slik måte at de blir vridbare i forhold til vognkassen. Da en vogn som regel har 2 boggier, vil det rullende materiell gjennomløpe kurven på en langt bedre måte enn en to akslet vogn. Innføring av boggier mht. virkemåte har naturligvis også den fordel at vognkassen kan gjøres mye lengre.

Figur 2.89 Vogn med boggier

Det forekommer også boggier med 3 eller flere hjulsatser. I slike konstruksjoner (boggi med 3 hjulsatser) vil den midte hjulsatsen utøve særlig store laterale krefter mot sporet med mindre tiltak settes inn. Disse består i å utstyre opplageret for den midtre akselen med et fjærkonstruksjon.

Det er 2 grunnleggende prinsipper for styring av hjulsatser i rammeverket:

• Stiv styring av hjulsats
• Myk styring av hjulsats hvor hjulsatsen oppnår radiell innstilling i kurvene

Det er velkjent at en fri hjulsats ha ustabil gange ved relativt liten hastighet. Det er også kjent at stabiliteten kan forbedres og dermed den kritiske hastigheten økes ved å spenne inn hjulsatsen i et stivt rammeverk. Dette kan skje på den måten at hjulsatsens frie bevegelser begrenses ved for eksempel å gi styringen til hjulsatsen et definert spillerom. Eller hjulsatsen kan innspennes med en kontinuerlig fjær som gir kontinuerlig voksende fjærkraft ved økende deformasjon.

Ved den ene ytterlighet er altså hjulsatsen helt fri, ved den andre ytterlighet er hjulsatsen helt innspent i et rammeverk.

I en vogn kan styringen av hjulsatsen verken være helt fri eller helt stiv. Styringen må ligge mellom disse ytterlighetene.

I figur 2.90er vist en konvensjonell boggi med stiv styring av hjulsatsene for å oppnå stabil gange.

Figur 2.90 Konvensjonell boggi med stiv gange

I figur 2.91er vist en boggi med gode løpeegenskaper i en kurve ved radiell innstilling av hjulene i hjulsatsen.

Figur 2.91 Boggi med myk styring av hjulsatsene.

Dersom hjulsatsene spennes inn i rammeverket, hindres hjulsatsens frie sinusbevegelse. Samtidig vil evnen til å gjennomløpe kurven hindres i mer eller mindre grad. Dermed oppstår det kryp og krypkrefter mellom hjul og skinner. På rett spor vil dette medføre 2 effekter:

• Sinusgangens svingningsbevegelser dempes
• Sinusgangens bølgelengde øker

Det er allerede nevnt at Klingel på 1880 - tallet utviklet de formler som beskriver hjulsatsens sinusgang på rett linje. Formlene beskriver også sinusgangen for en boggi med 2 stivt innspente hjulsatser. For et fritt hjulpar gjelder:

$L_{0}=2\pi {\sqrt {b_{H}r_{H} \over \lambda }}$

(2.143)

For boggi med stiv akselstyring gjelder:

$L=2\pi {\sqrt {b_{H}r_{H} \over \lambda }}{\sqrt {1+\left({a \over b_{H}}\right)^{2}}}$

(2.144)

Her betyr:

L = bølgelengdefor sinusbevegelse på rett linje

b_H= den halve laterale avstand mellom hjulenes kontaktpunkter

r_H= hjulradius

λ = effektiv konisitet

a = den halve akselavstand i boggien

Det er tidligere redegjort for at den effektive konisitet kan beregnes etter formel:

$\lambda ={r_{HV}-r_{HH} \over 2\Delta y}$

(2.145)

Sinusbevegelsens bølgelengde L er avhengig av konisiteten i kontaktpunktet hjul/skinne. Videre er svingningsfrekvensen til sinusbevegelsen en funksjon av framføringshastigheten til toget.

I figur 2.92er vist sinusbevegelsens frekvens for ulike ekvivalente konisiteter og dessuten hastighet for et fritt hjulpar ved bruk av ovennevnte formler. Formlene er tilnærmede spesielt for høyere hastigheter. På grunn av opptredende krypkrefter blir frekvensen i virkeligheten lavere ved høyere hastigheter.

Figur 2.93 viser det samme for en stiv boggi.

Figur 2.92 Sinusbevegelsens frekvens som funksjon av effektiv konisitet og hastighet for et fritt hjulpar

Figur 2.93 Sinusbevegelsens frekvens som funksjon av effektiv konisitet og hastighet

Det skal belyses egenskaper ved stiv akselstyring i boggien.

En boggi med stiv styring av akslene medfører en større bølgelengde i sinusbevegelsen og dermed redusert risiko for ustabil gange. Det er også vektlagt å holde konisiteten mellom hjul og skinne på et lavt nivå av samme årsak. Den effektive konisitet må da velges til å være i området 0,025 – 0,10. Det må bemerkes at ved å innføre styreanordninger uten spill har den effektive konisiteten kunne økes ganske betydelig. Dette betyr effektiv konisitet opp til 0,3 – 0,5 ved 200 km/h.

Den laterale sekundærfjæren mellom vognkasse og boggi må avstemmes slik at egenfrekvensen(resonansfrekvensen) ligger under frekvensen til sinusbevegelsen til boggien ved begynnende ustabilitet. Gjennom et slikt tiltak blir samvirke mellom vognkassens og boggiens dynamikk minst mulig.

Imidlertid finnes en nedre grense for hvor lavt vognkassens laterale egenfrekvenser kan legges. Sekundærfjæringen kan selvfølgelig ikke gjøres så myk at den ikke kan ta opp de sentrifugalkrefter som oppstår ved gjennomløp i kurver. Det er også av betydning at vognkassens fjæring ikke oppleves som svaiende da dette kan bevirke tendenser til togsyke.

Den altoverveiende fordel med stiv føring av hjulsatsene i en boggier økt stabilitet ved høyere hastigheter og at det kan tillates slitte hjulprofil som fører til høyere konisitet. Dette har naturligvis gyldighet bare på rett linje.

Ulempen med stiv akselføringer naturligvis at evnen til å gjennomløpe kurver blir mye dårligere. Dette fordi styringen vil føre til flenskontakt med skinnehodet. Det ytre hjulet i første hjulsats i boggien blir presset med en stor kraft, den såkalte føringskraft, mot ytterskinne i kurven. Som beskrevet i kapittel xx dannes det en anløpsvinkel mellom flensen til ytterhjulet og skinnehodet til ytterstrengen. Dermed vil boggien utøve en kraftig motstand ved gjennomløp da boggien må ”presse” seg gjennom kurven for å overvinne friksjonen.

På tørt spor (uten smøring verken på hjulflenseller skinnehodet) kan motstanden ved framføring bli så stor som 1,0 – 2,0 kN for hver vogn i kurver med radius 300 – 400 m.

Det bygges dermed opp en energiomsetning som blir omsatt i varme og i slitasje på hjul og skinner.

Tiltak er naturligvis å smøre sporet i tørt vær. Dette kan skje ved faste installerte smøreapparater i kurver hvor erfaringsmessig slitasjen er stor. Eller traksjonsmateriell kan utstyres med smøreapparater. Vanskeligheten består i å smøre riktig mengde på riktig plass slik at friksjonsforholdene ikke forsvinner helt. For store smøremengder fører til risiko for sluringog dårlige bremseforhold.

Vanning av skinnegangen kan også være en løsning.

Energiomsetning og slitasje i kontaktpunkt hjul/skinne

Slitasje på hjul og skinner opptrer ved framføring av det rullende materiell. En årsak er ganske sikkert tørt spor som gir høy friksjon. Friksjonen kan i stor grad elimineres ved flenssmøring eller ved at olje smøres på riktig sted på overkanten av skinnehodet.

Det eksisterer ulike former for hjulslitasje:

• Flensslitasje 1: flensens tykkelse F_t blir redusert
• Flensslitasje 2: q_R målet blir brattere (steilere)
• Slitasje på løpebanen: blir målt gjennom flenshøyden FH
• Urunde hjul: oppstår for eksempel ved eksentrisiteter og ved bruk av bremseklosser

Flere faktorer bidrar til flensslitasje. Ved liten radius i sirkelkurven blir anløpsvinkelen mellom hjul og skinne større. Dette medfører mer kryp og dermed større krypkrefter som igjen gir økt slitasje.

Høy friksjon fører også til større krypkrefter og dermed økt slitasje.

Endelig har løpeverkets egenskaper også betydning. Ved stiv styring av hjulsettet og ved stor akselavstand i for eksempel boggien blir anløpsvinkelen større. Dermed øker kryp og krypkrefter samt slitasje.

Slitasje av hjulbanen skyldes trykk i kontaktpunktet mellom hjul og skinner i kombinasjon med normale krypkrefter. Det samme gjelder ved sluring. Vedvarende bremsing med bremseklosser mot hjulbanen vil også føre til slitasje på hjulbanen.

Hjul kan være eksentriske eller ha bølgedannelser langs hjulets omkrets. Antall bølger kan variere fra 2 til ca. 10. Bølgedannelsene antas å oppstå på grunn av regelbundne sykliske variasjoner i vertikallaster i kombinasjon med en viss sluring. Vertikallastvariasjonene kan oppstå på grunn av vibrasjoner i systemet hjul-spor.

Ved låsing av hjul i forbindelse med bremsing forekommer hjulslag. Skinneslitasje forekommer både på innerstreng og ytterstreng. Det vises til figur 2.94.

Figur 2.94 Slitasje på skinnehode for innerstreng og ytterstreng

På innerstrengen dannes ” skjegg” og på ytterstrengen slites innsiden av skinnehodet. Slike slitasjeforløp kan forklares med de krefter som virker mellom hjul og skinne ved gjennomkjøring i kurver.

Materialkombinasjonen mellom hjul og skinne har også betydning for slitasjeforholdet.

I en modell som beskriver slitasjen (bortfall av materiale), antas at denne slitasjen er nær proporsjonal med energiomsetningen i kontaktpunktet mellom hjul og skinne.

I virkeligheten er forholdet som beskrevet i figur 2.95.

Figur 2.95 Slitasje som funksjon av energiomsetning

Generelt kan energiomsetningen beskrives ved følgende uttrykk:

$E=F\cdot s+M\cdot \Phi$

(2.146)

Energi pr. tidsenhet finnes ved derivasjon:

$P={dE \over dt}=F\cdot {ds \over dt}+M\cdot {d\Phi \over dt}$

(2.147)

$P={dE \over dt}=F\cdot \Delta v+M\cdot \Delta \omega$

(2.148)

Her betyr:

F = friksjonskraft

M = friksjonsmoment

s = glistrekning

F = glidningsvinkel

Δv = glihastighet

Δw= rotasjonshastighet i forbindelse med glidning

Det vises til figur 2.96.

Figur 2.96 Modell for beskrivelse av energiomsetning

Glihastigheten dekomponeres i en x-retning (Δv_X) og i en y-retning (Δv_Y).

Friksjonskreftene (krypkrefter) dekomponeres også i en x-retning (F_X) og i en y-retning (F_Y).

Kryp i x-retning betegnes υ_X og i y-retning υ_Y(i kontaktflaten mellom hjul og skinne). Φ er spinn.

Dette gir:

$\upsilon _{X}={\Delta \nu _{X} \over \nu },\upsilon _{Y}={\Delta \nu _{\gamma } \over Y},\Phi ={\Delta \omega \over \nu }$

(2.149)

Energiomsetning kan skrives på vektorform:

$P={\bar {F}}\cdot \Delta {\bar {\nu }}+{\bar {M}}\cdot \Delta {\bar {\omega }}$

(2.150)

Energiutvikling pr. meter løpestrekning:

$W={P \over \nu }={\bar {F}}\cdot {\Delta {\bar {\nu }} \over \nu }+{\bar {M}}\cdot {\Delta {\bar {\omega }} \over \nu }$

(2.151)

I x- og y-retning:

$W=F_{X}\cdot {\Delta \nu _{X} \over \nu }+F_{Y}\cdot {\Delta \nu _{Y} \over \nu }+M\cdot {\Delta \omega \over \nu }$

(2.152)

$W=F_{X}\cdot {\nu _{X}}+F_{Y}\cdot {\nu _{Y}}+M\cdot \Phi$

(2.153)

Energiomsetningen kan verbalt uttrykkes slik:

Energiomsetning = Kraft · Kryp_(X,Y) + Moment · Spinn

Myk styring av hjulsatser – radiell styring

Myk styring av hjulsatsen i en boggi betyr at hjulsatsen har selvstyrende evne til å gjennomløpe kurver bedre enn ved stiv styring. Dette medfører at energiomsetningen avtar og dermed blir motstand ved gjennomløp i kurver samt slitasje mindre. Videre vil de laterale sporkrefter bli mindre.

De lavere sporkreftene er en følge av:

• Forbedret evne til å gjennomløpe kurver
• Mykere avfjæring mellom hjulsats og boggiramme

Det er særlig de dynamiske tilleggskreftene som oppstår ved sporfeil, som er blitt redusert.

Energiomsetningen ved gjennomløp i kurver kan beregnes:

$E=F_{\xi }\cdot {\nu _{\xi }}+F_{\eta }\cdot {\nu _{\eta }}+M\cdot \Phi$

(2.154)

Her betyr:

E er energiomsetning(Nm/m spor)

F_ξ er longitudinell krypkraft

ν_ξ er longitudinelt krypdefinert som relativ hastighet mellom hjul og skinne i kontaktflaten og aktuell framføringshastighet

F_η er lateral krypkraft

ν_η er lateralt kryp

M er sluremomentet mellom 2 legemer

Φ er slurevinkel

Det er påvist store forskjeller i energiomsetning mht. forholdet mellom en stiv konstruert boggi og en boggi med radielt innstilte hjulsatser.

Forholdet kan være 4:1.

Fordelen ved boggier med radielt styrte hjulsatser er altså lavere laterale sporkrefter og dermed mindre slitasje på hjul og skinner.

Ulempen er imidlertid at gangstabiliteten blir dårligere ved høyere hastigheter. Tiltak for å bedre denne kan gjennomføres:

• Fjærsystemet både longitudinelt og lateralt i styringen av hjulsatsen må avstemmes med nøyaktig stivhet
• Boggien må utøve riktige egenskaper mht. vridningsdemping. Dette inkluderer tilpasset demping av boggiens styringsegenskaper i forhold til vognkassen. Demping må også innføres lateralt i primærfjæringen, dvs. i hjulsatsstyringen.

Prinsippløsninger for boggikonstruksjoner

Det skal redegjøres for konstruksjonsløsninger for boggier mht. løpeegenskaper.

Følgende boggikonstruksjoner blir beskrevet:

• Stiv akselføring
• Elastisk styrte hjulsatser
• Gjensidig koblede hjulsatser
• Hjulsatser som blir styrt av vognkassen
• SIG-NAVIGATOR
• Sammenligning av de forskjellige boggikonstruksjonene
• Three-piece boggi til vogner med tunge aksellaster

Stiv akselføring

Figur 2.97 viser en boggikonstruksjon med stiv akselføring.

Figur 2.97 Boggi med stiv akselføring

Boggier med stiv akselføring gir stor stabilitet ved framføring av det rullende materiell på rett strekning. Ved gjennomløp i kurver vil imidlertid slitasjen på hjul og skinner bli relativt høy. Dette skyldes store anløpsvinkler og høy lateral føringskraft.

Ved smøring av hjulflensmed smøringsapparat vil slitasjen bli betydelig mindre på grunn av redusert friksjon mellom hjul og skinne.

Elastisk styrte hjulsatser

Figur 2.98 viser prinsippet mht. konstruksjonsløsning for en boggi med elastisk styrte hjulsatser.

Figur 2.98 Boggi med elastisk styrte hjulsatser

Akselboksen til hjulsatsen bindes til boggirammen på en slik måte at opplageret til denne (akselboksen) blir myk i lengderetningen. En slik konstruksjon skaper elastisitet mellom hjulsatsens aksel og boggirammen i denne retningen og gir dermed hjulsatsen den nødvendige frihet til å innstille seg radielt. En slik radiell innstilling betinger konisitet mellom hjulbanens berøringsflate på skinnehodet og skinnen.

Elastisk styrte hjulsatser vil kunne innstille seg radielt i kurver og på den måten blir slitasje på hjul og skinner redusert. Det må imidlertid bemerkes at radiell innstilling av hjulsatsene betinger tørre skinner.

Ulempen er at boggier med radielt styrte hjulsatser ved høye hastigheter ikke løper tilstrekkelig stabilt. En absolutt forutsetning for stabil gange er nøyaktig paring av skinnehode og hjulbane.

Gjensidig koblede hjulsatser

Figur 2.99 viser konstruksjonsprinsippet til en boggi med gjensidig koblede hjulsatser.

Figur 2.99 Boggi med gjensidig koblede hjulsatser

Hjulsatsene i en boggi blir koblet sammen på en slik måte at de hjelper hverandre og støtter hverandre i tendensen til å oppnå radiell styring. Imidlertid er det nødvendig å ha innretninger som hindrer uønskede rotasjoner om hovedaksen. Dette blir oppnådd ved innføring av definerte stivheter i konstruksjonen mellom hjulsatsene mht. å unngå fordreining og saksbevegelser.

Hjulsatser som blir styrt av vognkassen

Figur 2.100viser prinsippet for en boggikonstruksjon hvor hjulsatsenes bevegelse blir styrt av vognkassen.

Figur 2.100 Hjulsats som styres av vognkasse

Det er den relative bevegelse mellom boggikonstruksjon og vognkasse som framtvinger den radiale innstillingen til hjulsatsene. Dette skjer ved hjelp av mekaniske innretninger.

SIG-NAVIGATOR

Denne konstruksjonen er utviklet av SIG. Figur 2.101 viser prinsippet.

Figur 2.101 Boggikonstruksjon av type SIG-NAVIGATOR

Løsningen bygger på det prinsipp at boggikonstruksjonen reagerer på den relative bevegelse mellom vognkasse og boggi. Denne bevegelsen forårsaker en radiell innstilling av hjulsatsene ved gjennomløp av kurver. Mekaniske innretninger bevirker at akselboksene som befinner seg ved innerstrengen i kurven, beveger seg mot hverandre. På samme måte vil akselboksene som befinner seg på den ytre skinnestrengen, bevege seg fra hverandre. Langsgående og tverrgående glidning blir dermed eliminert.

Konstruksjonen medfører lave anløpsvinkler og føringskrefter og dermed lite slitasje på hjul og skinner.

Sammenligning av de forskjellige boggikonstruksjonene

Figur 2.102 angir størrelsen på anløpsvinkel, føringskraft, slitasje på hjul og slitasjevolum samt urundhet for de forskjellige boggikonstruksjonene under sammenlignbare forhold.

Figur 2.102 Parametre for bedømmelse av ulike boggikonstruksjoners virkemåte

"Three-piece" boggier til vogner for tunge aksellaster

Det vises til figur 2.103.

Figur 2.103 Konstruksjonsprinsipp av three-piece bogie til vogner for tunge aksellaster

I denne boggikonstruksjonen består rammeavstivningen av 2 kryssede stenger som har forbindelse med sidebjelkene i rammen. De 2 stengene er forbundet med hverandre. Elastiske hylser er benyttet på forbindelsesstedene.

Ofotbanen har en kurvatur med små radier og fall i kjøreretningen ned til Narvik. Malmtogene må derfor kjøre i bremset tilstand med 30 tonn (framtidig aksellast) aksellast. Det er derfor av betydning at det benyttes en boggikonstruksjon som fungerer radielt mht. styring av hjulsettene også i bremset tilstand, dvs. at bremsingen ikke må låse hjulsettene i en ukontrollert skjev stilling.

I forbindelse med anskaffelse av nye malmvogner har MT AB valgt en three piece boggikonstruksjon som vist i figur 2.103. Spoornet i Sør-Afrika benytter denne type av vogner for framføring av tunge aksellaster.

AVSPORINGSMEKANISMER

Avsporing mht. gangdynamiske forhold kan inndeles flere grupper:

• Flensklatring
• Togvelting
• Skinnevelting
• Sporforskyvning
• Sporvidde
• Solslyng
• Viktige mål i sporveksler
• Feil mht. lange bølgelengder vertikalt i sporet
• Avlastning

Flensklatring

Flensen på et hjul klatrer opp på skinnehodets kjørekant dersom sidekraften blir for stor i forhold til vertikalkraften.

Følgende kriterium gjelder:

${Y \over Q}={{sidekraftpahjul} \over {vertikalkraftpahjul}}{\leq \left({Y \over Q}\right)_{LIM}}$

(2.155)

Dette betyr at det defineres en største verdi i forholdet mellom lateral kraft og vertikal kraft på et hjul.

I figur 2.104 er framstilt de krefter som virker på et hjul. Hjulet har en flensvinkel mot skinnen lik β. I figuren betyr:

Q er vertikal hjulkraft(kN)

Y er lateral kraft (kN)

Figur 2.104 Krefter på hjul ved ettpunktskontakt

Ved klatringdrei er det seg alltid om ettpunktsberøring. For å belyse problemet dekomponeres resultanten av de 2 kreftene Q og Y i en tangentialkraft Fν_η langs tangenten mellom hjul og skinne og i en normalkraft N_f normalt til tangenten i berøringspunktet.

Hjulet kan bare løfte seg dersom hjulflensen finner tilstrekkelig friksjon mot skinnens kjørekant, dvs. når:

$\gamma _{f}\cdot N_{f}\geq F\upsilon _{\eta }$

(2.156)

hvor γ_f er friksjonskoeffisient mellom hjulflens og kjørekant på skinnehodet.

Dersom

$\gamma _{f}\cdot N_{f}<F\upsilon _{\eta }$

(2.157)

vil klatring ikke finne sted.

Den kritiske grenseverdi oppnås ved

$\gamma _{f}\cdot N_{f}=F\upsilon _{\eta }$

(2.158)

Klatring forhindres dersom hjullasten Q blir større den vertikale komponenten av flenskreftene:

$Q\geq F\upsilon _{\eta }\cdot \sin \beta +N_{f}\cdot \cos \beta$

(2.159)

dvs. når

$Q\geq N_{f}\left(\gamma _{f}\cdot \sin \beta +\cos \beta \right)$

(2.160)

Normalkraften i flensen kan uttrykkes som en funksjon av den laterale kraft Y på hjulet:

$Y=-F\upsilon _{\eta }\cdot \cos \beta +N_{f}\cdot \sin \beta$

(2.161)

$Y=N_{f}\left(-\gamma _{f}\cdot \cos \beta +\sin \beta \right)$

(2.162)

Dermed kan det utledes:

$Q\geq Y\cdot \left({{\gamma _{f}\cdot \sin \beta +\cos \beta } \over \sin \beta -\gamma _{f}\cdot \cos \beta }\right)$

(2.163)

$Q\geq Y\cdot \left({{1+\gamma _{f}\cdot \tan \beta } \over \tan \beta -\gamma _{f}}\right)$

(2.164)

For at klatring ikke skal skje, må:

${Y \over Q}\leq {{\tan \beta -\gamma _{f}} \over 1+\gamma _{f}\cdot \tan \beta }$

(2.165)

Denne formelen kalles Nadals formel.

β er hjulets flensvinkel. Denne vinkelen defineres som vinkelen mellom fellestangenten i berøringspunktet og sporplanet.

Ovenstående viser at stor friksjon mellom hjul og skinne begunstiger faren for avsporing. Stor friksjon oppstår i trange spor, ved tørre og nye rustede skinner og ved liten flensvinkel. q_R– målet er også av betydning. I Norge skal dette målet ikke underskride 6,5 mm.

Flenssmøring vil motvirke tendensen til klatring.

Det framgår av uttrykket i ovennevnte formel at faren for avsporing oppstår ved et for stort forhold mellom føringskraften Y og hjulkraften Q. Når dette forholdet overskrider en bestemt grenseverdi, kan hjulflensen klatre opp mot skinnens kjørekant. Det er vognens eller boggiens ledende hjul som kan få denne tendensen. Dette betyr at hjulet i forreste aksel ruller på ytterstrengen i en kurve.

Togvelting

Det skal betraktes et forenklet tilfelle og et mer sammensatt tilfelle.

Forenklet tilfelle

Her behandles velting under forutsetning av at bare sentrifugalkraften er medvirkende. Velting inntreffer når den resulterende kraft av vognens tyngde og sentrifugalkraft går gjennom det ytre hjulet. Det vises til figur 2.105.

Figur 2.105 Togvelting ved forenklet tilfelle

I figur 2.105 betyr:

g er tyngdens akselerasjon

α er vinkel til sporplanet i forhold til et horisontalt plan

s er sporvidde

h er høyde fra overkant skinne til vognens tyngdepunkt

R er kurveradius

Følgende gjelder:

$M=g\cos \alpha \cdot {s \over 2}+g\sin \alpha \cdot h+{v^{2} \over R}\cdot \sin \alpha \cdot {s \over 2}-{v^{2} \over R}\cdot \cos \alpha \cdot h=0$

(2.166)

Da α er relativt liten, kan ovenstående uttrykk forenkles:

$\cos \alpha =1$

(2.167)

$\sin \alpha =0$

(2.168)

Dette gir følgende uttrykk:

$M=g\cdot {s \over 2}-{v^{2} \over R}\cdot h=0$

(2.169)

Velting inntreffer når

${v^{2} \over R}\cdot h\geq g\cdot {s \over 2}$

(2.170)

eller

$v\geq {\sqrt {g\cdot R\cdot {1 \over 2}\cdot {s \over h}}}$

(2.171)

Dette skal belyses med et eksempel:

R = 600 m

g = 9,81 m/s²

s = 1,5 m

h = 2,5 m

Velting inntreffer ved beregnet hastighet :

$v\geq {\sqrt {9{,}81\cdot 600\cdot {1 \over 2}\cdot {1{,}5 \over 2{,}5}}}=42m/s^{2}\approx 42\cdot {{1 \over 1000} \over {1 \over 3600}}=152km/h$

(2.172)

Et mer sammensatt tilfelle

Det rullende materiellet vil velte når de laterale krefter blir for store. Slike krefter er for eksempel sentrifugalkraft og vindkraft. Det vises til figur 2.106.

Figur 2.106 Togvelting ved medvirkning av vindkrefter

Det innføres følgende begreper:

F_{Y VIND} er resulterende lateral vindkraft(kN)

F_{Z VIND} er resulterende vertikal løftekraft (kN)

F_G er vognens tyngdekraft vertikalt mot sporplanet (kN)

m er vognens masse (kg)

ÿ_S er kvasistatisk sideakselerasjon i sporplanet

ÿ_DYN er dynamisk sideakselerasjon i sporplanet

H_TP er momentarm for vognkassens tyngdepunkt i forhold til sporplanet

H_V er momentarm for resulterende laterale vindkraft i forhold til sporplanet

b_H er halve sporvidde

δ_Y er vognkassens laterale bevegelse i forhold til spormidt vinkelrett på sporplanet

δ_ZV er avstand fra resultanten av den løftede vindkraft til spormidt

A er senter for velting i betraktningsmodellen

Sikkerhetsfaktor for velting defineres ved forholdet:

$n_{s}={F_{g}\times (b_{h}\div \delta _{Y})\div F_{ZVIND}\times (b_{H}\div \delta _{ZV}) \over m\times ({\ddot {y}}_{S}+{\ddot {y}}_{DYN})\times H_{TP}+F_{YVIND}\times H_{V}}$

(2.174)

I telleren er angitt de stabiliserende momenter og i nevneren inneholder de momenter som forårsaker velting.

Det bemerkes at for det rullende materiell er det bare vognkassensom er blitt betraktet. Dersom en nøyaktig beregning er påkrevet, må også vekt og masse for boggi og hjulpar tas med. For disse delene kan vindlasten settes lik 0. Det rullende materiell vil begynne å velte når:

$n_{s}<1$

(2.175)

Tradisjonelt er følgende forenklede formel benyttet:

$n_{s}={F_{G}\times (b_{H}-\delta _{Y}) \over m\times {\ddot {y}}_{S}\times H_{TP}}>4$

(2.176)

I denne formelen er δ_Y kvasistatisk forskyvning.

Det legges merke til at for å oppnå tilstrekkelig sikkerhet mot velting kreves en sikkerhet lik 4 ved bruk av den forenklede formel.

Skinnevelting

For en skinne med en viss lengde som ikke er fastholdt eller innspent, gjelder at skinnen kan velte dersom kraftresultanten for de opptredende vertikale og laterale krefter havner utenfor skinnefoten. Dette kan uttrykkes ved følgende ulikhet:

$\left[{\sum Y \over \sum Q}>{b_{C} \over h_{C}}\right]$

(2.177)

h_C er høyden på skinnen regnet fra hjulets angrepspunkt på skinnehodet

b_C er lateral avstand fra hjulets angrepspunkt på skinnehodet til veltesenteret.

Det vises til figur 2.107.

Figur 2.107 Modell ved skinnevelting

For de befestigelser som ikke holder skinnen innspent, benyttes vanligvis de krefter som virker fra en boggi.

Et kort skinneparti under et individuelt hjul bedømmes ikke å kunne velte uansett hva som hender under nærmeste hjul på samme boggi. Det vises til figur 2.108.

Figur 2.108 Krefter på skinner ved velting

Kriteriet for sikkerhet mot velting av skinne som ikke blir fastholdt av befestigelsen, kan uttrykkes ved:

$R_{V}={\sum Y \over \sum Q}\leq {b_{C} \over h_{C}}=0{,}5-0{,}7$

(2.178)

Det er nevnt at det benyttes krefter fra en boggi. For en tenkt venstre side i sporet i kjøreretningen gjelder da:

$R_{VV}={Y_{1V}+Y_{2V} \over Q_{1V}+Q_{2V}}\leq {b_{C} \over h_{C}}$

(2.179)

Tilsvarende formel kan uttrykkes for høyre side i kjøreretningen.

Intervallet R_V < 0.5 – 0,7 beror på type av skinne som benyttes.

Ovennevnte betraktninger er gjort for befestigelsestype som ikke holder skinnen fastholdt eller innspent i befestigelsen, dvs. befestigelser av type skinnespiker. Ved bruk av moderne høyelastiske skinnebefestigelser er skinnen innspent og sikkerhet mot velting av skinne er derfor ivaretatt på en langt mer sikker måte.

Sporforskyvning

Risiko for sporforskyvning lateralt beror på den totale sidekraften mellom hjulsett og sporet. Nivået på de krefter som sporet kan tåle lateralt, er vel definert ved en definert grenseverdi for den såkalte S-kraften. Utgangspunktet er de laterale Y-krefter fra hvert hjul i hjulsettet på begge skinner i sporet ved framføring av det rullende materiell. Det vises til figur 2.109.

_{Figur 2.109 Differansen av de laterale Y-krefter danner S-kraften}

Iht. figur 2.109 beregnes S-kraften:

$S=Y_{V}-Y_{H}$

(2.180)

S er lateral sideforskyvningskraft mot sporet.

Y_V er lateral hjul-skinnekraft på venstre skinne

Y_H er lateral hjul-skinnekraft på høyre skinne

Det finnes en grenseverdi for tillatt sporforskyvningskraft:

$S_{LIM}=\alpha \times \left(10+{2Q_{0} \over 3}\right)(kN)$

(2.181)

Denne formelen benevnes Prud’ hommes formel og er utviklet empirisk med grunnlag i omfangsrike forsøk for undersøkelse av stabiliteten i sporet.

Q0statisk eller nominell hjullast.

α er en faktor som er avhengig av type av vognmateriell:

α er 1,00 for lokomotiv, passasjervogner og togsett med traksjonsenhet. α er 0,85 for godsvogner.

Årsaken til de ulike verdiene for faktor α beror på kvaliteten til vogn og ikke minst til boggikonstruksjon for forskjellig typer materiell. Det finnes ennå mye eldre godsvogner i trafikk med dårlige løpeegenskaper som forårsaker stor spredning mht. belastning på sporet og dermed store krefter. Av sikkerhetsmessige årsaker settes derfor α lik 0,85 for denne type materiell. Lokomotivene og passasjervogner samt togsett med traksjonsenhet er som regel av nyere dato. I takt med utviklingen er disse materielltypene utstyrt med moderne boggikonstruksjoner og andre komponenter som bevirker mindre dynamiske krefter ved framføring. α lik 1,0 kan derfor benyttes i slike tilfeller.

Med faktor α = 0,85 kan formelen skrives:

$S_{LIM}=0{,}85\left(10+{2Q_{0} \over 3}\right)$

(2.182)

Dette er den opprinnelige formelen og gjelder egentlig for et spor med tresviller med senteravstand lik 65 cm og skinner med vekt minst 46 kg/m samt grusballast i et ikke-stabilisert spor. I et spor med betongsviller og pukkballast blir naturligvis sikkerhet mot sporforskyvning vesentlig bedre. α lik 1,00 er for nyere materiell er nettopp utledet av dette faktum.

For at S-kraften skal kunne forårsake forskyvning av sporet med avsporing som resultat, må denne kraften ha en viss varighet og virke over en tilsvarende lengde på sporet. Det regnes med en varighet som tilsvarer en lengde på 2 meter. Dette betyr at sporforskyvning og dermed avsporing ikke vil inntreffe når:

$S_{2M}\leq S_{LIM}=\alpha \left(10+{2Q_{0} \over 3}\right)$

(2.183)

Dette medfører at innenfor 2 meters verdiene kan S-kraften være høyere enn grenseverdien.

Dette er illustrert i figur 2.110.

Figur 2.110 Definisjon av 2 meters verdier for S-kraft

Sporvidde

Sporutvidelseskjer hvor skinnene ikke er i stand til å motstå virkningen av laterale krefter fra hjulene til det rullende materiell ved framføring. Det er stor forskjell på løpeegenskaper til forskjellige typer av rullende materiell og noen vogner utøver høyere laterale krefter enn andre. Kreftene kan også øke når nivået på friksjonen mellom hjul og skinne øker. Videre er det vanligvis ikke til å unngå at de laterale kreftene blir store i kurver med små radier. Sporkonstruksjonen må derfor være i stand til å motstå disse kreftene for å sikre en forsvarlig framføring.

Dersom evnen til skinnene når et punkt hvor de ikke lenger kan motstå systemet av laterale krefter som skyver skinnene fra hverandre, vil skinnene bevege seg utover eller rotere i befestigelsen. Hjulsettet har da ikke lenger noe underlag (skinnene) å bli framført på.

Dersom sporvidden i utgangspunktet er meget stor i statisk tilstand, er risikoen for avsporing selvsagt til stede. Men også i dynamisk tilstand dvs. når det rullende materiell passerer, er det risiko for avsporing. Dette beror naturligvis på bl.a. befestigelsens og svillens tilstand. Avsporingsrisikoen er da tilstede selv om den statiske sporvidde er innenfor toleransegrensene. Spesielt vil tendensen til avsporing være større for materiell med 3 eller flere hjulsatser på boggien.

Årsaker som medfører sporutvidelse, kan være slitte eller ødelagte komponenter i sporet. Dette gjelder i særlig grad befestigelsens deler og sviller. Løse bolter i tresviller på grunn av avlange hull og brutte komponenter i befestigelsen vil kunne føre til for stor sporvidde og dermed avsporing. Betongsviller i oppsprukket tilstand i befestigelsesleiet og riss i betongen med fare for korrosjon i armeringen vil også være årsaker til avsporing.

Solslyng

Solslyng inntreffer når hele sporkonstruksjonen sammen med svillene beveger seg sideveis i ballasten.

Denne type avsporingskjer ved meget store longitudinelle krefter i skinnene. Kreftene oppstår ved at skinnene utvider seg ved meget høye temperaturer.

Det er derfor av avgjørende betydning at sporet er støttet sideveis ved tilstrekkelig lengde på ballastskuldrene.

Videre er det nødvendig at den laterale motstand mot forskyvning er tilnærmet konstant. Dette betyr at det kreves kontinuerlig og homogen elastisitet i sporet sideveis. Endring i denne elastisiteten og dermed motstandskapasiteten kan føre til solslyng. Et eksempel på et sted med endring av sporets elastisitet sideveis er overgangen fra vanlig spor til brukonstruksjon med stålbjelker og tresviller.

Svillens vekt er også av betydning. Betongsviller vil medvirke til bedre lateral motstand mot sideforskyvning for sporkonstruksjonen enn tresviller.

Konfliktområder i sporveksler

Det er påpekt at et q_R – mål mindre enn 6,5 mm betyr for steil flens på hjulet og at dette kan medføre fare for klatring. Spesielt i det området for tungespissensom er underhøvlet og som derfor blir liggende under stokkskinnens kjørekant, er faren stor for avsporing ved for steil flens på hjulets hjulbane. Flensen kan klatre opp på tungespissen og resultatet er avsporing. Det vises til figur 2.111.

Figur 2.111 Avsporingssituasjon når flensen klatrer opp på tungespissen

Et annet mulig konfliktområde er krysspartiet i en sporveksel. Krysspartiet består av krysspissen, vingeskinnen og ledeskinnen. Disse danner en konstruktiv enhet. Den innbyrdes beliggenhet av disse konstruksjonsdelene er fastsatt på grunnlag av hjulsatsens mål og bestemmes i det vesentligste av 4 hovedmål. Det vises til figur 2.112.

Figur 2.112 Mål av hjulsatsen og innbyrdes plassering av hovedkomponentene i krysspartiet i en sporveksel.

Betegnelsene i figur 2.112er:

A = sporvidde(mellom 1433 og 1450 mm)

C = ledeviddesom må være så stor at hjulflensen ikke kan klatre opp mot krysspissen. Dette betinger et mål C > 1393 med mer

B = avstand mellom ledeflatene. Denne skal ikke være så stor at en hjulsatskan klemme seg fast mellom ledeskinnen og vingeskinnen. Målet må være mindre enn 1356 mm.

RL og

RK = rillebredder som må være tilstrekkelig store for å skaffe plass til de tykkeste (dvs. nydreide) hjulflenser. Målene må være større enn 35 mm og utføres normalt i en størrelse på 41 mm.

Hovedmålene må kontrolleres jevnlig.

Feil mht. vertikale bølgelengder i sporet

Dersom det oppstår en serie av vertikale dybder i sporet (skinnene) med jevne mellomrom, kan dette føre til avsporing av det rullende materiell. Slike langbølgede feil i vertikalretning i toppen av sporkonstruksjonen har vanligvis sin årsak i periodisk ujevnhet i elastisitetsforholdene. Årsaken kan være lokale våte steder i sporkonstruksjonen.

Risikoen for avsporing blir desto større dersom avstanden mellom de periodiske feilene tilsvarer vognens resonansfrekvens mht. galoppering eller vipping samt svingning. Spesielt er to-akslede vogner med høy vertikal fjærstivheter utsatt.

Det må bemerkes at de vertikale sykliske ujevnheter alene ikke er tilstrekkelig til å bevirke avsporing. Hjulsettet må også anta en samtidig lateral bevegelse. En lateral bevegelse av hjulsettet kan imidlertid oppstå på grunn av krefter i kurver og fordi laterale resonansbevegelser til vognen opptrer i samsvar med periodiske laterale feil i sporet.

Et lasket spor vil kunne forårsake en slik avsporing dersom de to tilstøtende skinneendene ikke har samme høyde.

Avlastning

Dette avsnittet har bakgrunn i det arbeidet som er utført av utvalget i ORE B 55 mht. sikkerhet mot avsporing av godsvogner i vindskjevt spor. Avsnittet bygger på en artikkel av J. Maulmann i NSB – teknikk 2, 1980.

Det skal betraktes forholdet Y/Q i en overhøyderampe med justeringsfeil.

En overhøyderampe er en kombinasjon av en overhøyde og en vindskjevhet. Under forutsetning av lav hastighet dvs. når sentrifugalkraften er neglisjerbar, vil overhøyden forårsake reduksjon av hjulkreftene på ytre skinnestreng for alle hjul som antydet i figur xx. Vindskjevheten forårsaker en ekstra avlastning av hjulkraften på ytre skinnestreng av det hjulet som befinner seg på det laveste sted på denne strengen, dvs. hjul nr. 1.1 i figur 2.113. Iht. denne figuren gjelder følgende betegnelser:

Q₀ er den gjennomsnittlige hjulkraft, dvs. 25 % av vognens tyngde for en 2- akslet vogn

ΔQ_h er forandring av hjultrykk på grunn av overhøyde h_A

ΔQ_g er forandring av hjultrykk på grunn av sporets vindskjevhet g

ΔQ_L er forandringer av hjultrykk på grunn av lastens eksentrisitet

Figur 2.113 Hjulomlastning for to-akslede vogner i vindskjevt spor

For de 4 hjulene i en 2-akslet vogn kan det settes opp følgende formler for hjulbelastning:

Forreste hjul i ytterstreng (det hjul som befinner seg lavest på denne strengen):

$Q_{1.1}=Q_{0}-\Delta Q_{g}-\Delta Q_{h}-\Delta Q_{L}$

(2.184)

Forreste hjul i innerstreng:

$Q_{1.2}=Q_{0}+\Delta Q_{g}+\Delta Q_{h}+\Delta Q_{L}$

(2.185)

Bakerste hjul i ytterstreng:

$Q_{2.1}=Q_{0}+\Delta Q_{g}-\Delta Q_{h}-\Delta Q_{L}$

(2.186)

Bakerste hjul i innerstreng:

$Q_{2.2}=Q_{0}-\Delta Q_{g}+\Delta Q_{h}+\Delta Q_{L}$

(2.187)

Som formel 2.91 viser, kan en sporfeil i stor grad influere på størrelsen av forandringen av hjultrykket på grunn av sporets vindskjevhet(ΔQ_g). Vognen befinner seg i en vindskjevhet på g promille som på grunn av for eksempel utilstrekkelig justering eller setninger etter at justeringen er foretatt, er blitt betraktelig større enn den tilsiktede rampestigningen som skal være g_t promille.

Hjulkraftforandringen ΔQ_g skyldes både sporets og vognens konstruktive utførelse og kan uttrykkes ved følgende formel:

$\Delta Q_{g}=g\cdot C_{tA}$

(2.188)

Faktoren C_tA er vognens totale torsjonsstivhet i kN/promille. Denne faktoren kan i stor grad influeres av vognkonstruktøren.

Hjulkraftforandringen ΔQ_h skyldes praktisk talt bare sporet, og det framgår av figur xx at hjulkraftforandringen kan uttrykkes ved:

$\Delta Q_{h}=h\cdot {H \over S_{2}}\cdot 2Q_{0}$

(2.189)

Her betyr:

h er overhøyden S er avstand mellom skinnene H er høyden av vognens tyngdepunkt over sporplan

Vognkonstruktøren kan bare i meget liten grad influere på faktoren H som vil være avgjørende for størrelsen av forandringen av hjulkraften. Hjulavlastningen kan ytterligere bli redusert som følge av sideveis eksentrisite av vognens last. Ved lav hastighet har dette tilsvarende virkning som overhøyden når vognens stilling er slik at eksentrisiteten er rettet mot sporets indre streng. Dette er vist i figur 2.114.

Figur 2.114 Virkning av skjev last i vogn

Forholdet kan uttrykkes ved følgende formel:

$\Delta Q_{L}={{G_{L}\cdot e_{L}} \over 2\cdot S}$

(2.190)

G_L er vognens last

e_L er lastens eksentrisitet

Ved lav hastighet vil det forreste hjulet i ytterstreng ha den største hjulavlastningen:

$Q_{1.1}=Q_{a}=Q_{0}-\Delta Q_{h}-\Delta Q_{g}-\Delta Q_{L}$

(2.191)

Tilsvarende blir påtrykket størst for det forreste hjulet i innerstreng:

$Q_{1.2}=Q_{i}=Q_{0}+\Delta Q_{g}+\Delta Q_{h}+\Delta Q_{L}$

(2.192)

Størrelsen av føringskraften Y_a er ved lave hastigheter i stor grad avhengig av tverrkraften som virker på det motsatte hjul, dvs. hjulet på indre streng. Og denne kraften Y_i er en friksjonskraft som øker proporsjonalt med hjulkraften på indre streng, dvs. med Q_i. Med økende påtrykk blir også Yi større.

Ved lave hastigheter, dvs. uten påvirkning av sentrifugalkraften gjelder tilnærmet:

$Q_{a}+Q_{i}=2\cdot Q_{0}$

(2.193)

Tverrkraften på den indre streng kan uttrykkes ved:

$Y_{i}=tg(\gamma _{i}+\rho _{i})\cdot Q_{i}$

(2.194)

Tverrkraften på den ytre streng uttrykkes ved:

$Y_{a}=Y_{i}-2\cdot Q_{0}\cdot {h \over S}$

(2.195)

Dette gir:

$Y_{a}=tg(\gamma _{i}+\rho _{i})\cdot Q_{i}-2\cdot Q_{0}\cdot {h \over S}$

(2.196)

Ved å innføre

$f=tg(\gamma _{i}+\rho _{i})$

(2.197)

kan ovennevnte formel uttrykkes på følgene måte:

$Y_{a}=f\cdot Q_{i}-2\cdot Q_{0}\cdot {h \over S}$

(2.198)

Dette gir:

$Y_{a}=f\cdot (Q_{0}+\Delta Q_{h}+\Delta Q_{g}+\Delta Q_{L})-2\cdot Q_{0}{h \over S}$

(2.199)

γ_i er vinkelen i forhold til sporplan av fellestangenten i berøringspunktet hjul/skinne på indre streng. Denne vinkelen er meget liten.

ρ_i er friksjonsvinkelen hjul/skinne som er avhengig akselens anløpsvinkel α. Ved stor anløpsvinkel kan f oppnå størrelser over 0,5.

Overhøydens innflytelse kan medføre en liten reduksjon av Y_a, men dette medfører ikke at vognen legger seg mot indre streng. Dette fordi den positive faktoren i ovennevnte formel alltid er betraktelig større enn den negative komponenten som er faktoren av akselkraften i sporplanet. Videre influerer overhøyden på faktoren f som vil øke noe. Dette fordi overhøyden bevirker en økning av anløpsvinkelen ved lav hastighet.

Iht. ovenstående kan Y/Q-forholdet uttrykkes på følgende måte:

${Y_{a} \over Q_{a}}={{f\cdot (Q_{0}+\Delta Q_{h}+\Delta Q_{g}+\Delta Q_{L})-2\cdot Q_{0}\left({h \over S}\right)} \over Q_{0}-\Delta Q_{h}-\Delta Q_{g}-\Delta Q_{L}}$

(2.200)

Det skal i det etterfølgende gjennomgås en prosedyre for beregning av sikkerhet mot avsporing under definerte forutsetninger. Det antas en tom godsvogn i en kurve med radius 150 m uten overhøyde og med en feil i vindskjevhet av størrelse g_LIM. Det forutsettes at et av hjulene kan løfte seg inntil 5 mm, slik at vognens torsjon g_T ikke blir større enn g*.

Videre forutsettes at vognen har hjul med flensvinkler lik 70^o . Forholdet Y_a/Q_a skal ikke overskride 1,2.

Da overhøyde og last er satt lik null, kan ovenstående formel uttrykkes som:

${Y_{a} \over Q_{a}}={{f_{150}\cdot (Q_{0}+\Delta Q_{t})} \over Q_{0}-\Delta Q_{t}}$

(2.201)

Uttrykket er det samme som over, men i samsvar med forutsetningene faller ΔQ_h (ingen overhøyde) og ΔQL (ingen last) ut. Leddet ΔQ_g= C_tA· g erstattes av ΔQ_t= C_tA· gt. f₁₅₀= tg(γ_i+ ρ_i) for en kurve med radius 150 m.

g er sporets vindskjevhet og gt er vognens torsjon. Begge størrelsene er uttrykt i promille. Da det ene hjulet tillates å løfte seg 5 mm, vil g og g_t anta forskjellige verdier.

Denne formelen gjelder en feilfri vogn og innflytelse av torsjonsfriksjonen er ikke medtatt. Det er imidlertid ønskelig å ta med alle faktorene som kan influere på sikkerheten mot avsporing av en tom vogn i en kurve uten overhøyde. Disse faktorene er:

ΔQ_eb er sideveis eksentrisitet av vognens tyngdepunkt.

ΔQ_to er vognens egen vindskjevhet

ΔQ_μ er torsjonsfriksjonen

Videre er det lagt inn den forutsetning at vindskjevheten i sporet kan forårsake at vognen allikevel befinner seg i et spor med liten overhøyde. Denne overhøyden forårsaker en hjulkraftforandring med benevnelsen ΔQ_üg.

Summen av alle ovennevnte faktorer som altså kan forårsake en hjulkraftforandring, skal holde seg innenfor en bestemt grense som benevnes ΔQ_lim:

$\Delta Q_{eb}+\Delta Q_{to}+\Delta Q_{\mu }+\Delta Q_{t}+\Delta _{{\ddot {u}}g}\leq \Delta Q_{lim}$

(2.202)

Størrelsen av ΔQ_lim bestemmes iht. følgende uttrykk:

${Y_{a} \over Q_{a}}={{f_{150}\cdot (Q_{0}+\Delta Q_{lim})-\left({{\ddot {u}}_{g} \over S}\right)\cdot 2Q_{0}} \over Q_{0}-\Delta Q_{lim}}$

(2.203)

Faktoren

$\left({{\ddot {u}}_{g} \over S}\right)\cdot 2Q_{0}$

(2.204)

settes lik 0 da det forutsettes overhøyde lik 0 (eller meget liten overhøyde).

Faktoren f₁₅₀ er som allerede nevnt lik tg(γ_i+ ρ_i) for en kurve med radius 150 m. Størrelsen av denne faktoren kan bestemmes ved å foreta målinger av føringskreftene Y_a i en kurve med radius 150 m uten overhøyde.

Det må forlanges:

${Y_{a} \over Q_{a}}={{f_{150}\cdot (Q_{0}+\Delta Q_{lim})} \over Q_{0}-\Delta Q_{lim}}\leq 1,2$

(2.205)

Dette uttrykket løses mht. ΔQ_lim:

$\Delta Q_{lim}\leq \left({1,2-f_{150} \over 1,2+f_{150}}\right)\cdot Q_{0}$

(2.206)

Når det gjelder 2-akslede vogner med UIC dobbeltlenkopphenging og med akselavstander 6 – 9 m, har det blitt foreslått følgende formel for faktoren f₁₅₀:

$f_{150}={6,5 \over A}\cdot A$

(2.207)

hvor A er akselavstanden angitt i meter.

For slike vogner kan ΔQ_lim uttrykkes som:

$\Delta Q_{lim}={1,2-0,043\cdot A \over 1,2+0,043\cdot A}\cdot Q_{0}$

(2.208)

For A = 6 m blir ΔQ_lim= 0,64Q₀.

For A = 9 m blir ΔQ_lim= 0,50Q₀.

I formel

$\Delta Q_{eb}+\Delta Q_{to}+\Delta Q\mu +\Delta Qt+\Delta Q_{{\ddot {u}}g}\leq \Delta Q_{lim}$

(2.209)

forekommer forskjellige faktorer som er fastlagt på grunn av nødvendige sikkerhetsmarginer. Disse tar hensyn til vedlikeholdstoleranser og følgende blir antatt:

$\Delta Q\mu \leq 0,1\cdot Q_{0}$

(2.210)

$\Delta Q_{eb}+\Delta Q_{to}\leq 0,1\cdot Q_{0}$

(2.211)

Videre gjelder:

$\Delta Q_{{\ddot {u}}g}={H \over S^{2}}\cdot {\ddot {u}}_{g}\cdot 2\cdot Q_{0}={g_{lim} \over 1000}\cdot A\cdot \left({H \over S^{2}}\right)\cdot Q_{0}$

(2.212)

Settes dette inn i formelen, oppnås følgende betingelse:

$\Delta Q_{t}+Q_{o}\cdot \left(0,2+\left({H \over S^{2}}\right)\cdot A\cdot \left({g_{lim} \over 1000}\right)\right)\leq \Delta Q_{lim}$

(2.213)

Når akselavstanden A er gitt, kan vognkonstruktøren praktisk talt bare influere på størrelsen av ΔQ_t som uttrykker hjulkraftforandring på grunn av vognens torsjon.

Løsning av ulikheten over gir største maksimale verdi for ΔQ_tlim:

$\Delta Q_{t\ lim}=\Delta Q_{lim}-Q_{0}\cdot \left(0,2+\left({H \over S^{2}}\right)\cdot A\cdot {g_{lim} \over 1000}\right)$

(2.214)

Vognens totale vindskjevhet skal ikke overskride:

$C_{ta}={\Delta Q_{t\ lim} \over g^{x}}$

(2.215)

Ifølge retningslinjene kan tillatt hjulavlastning ΔQ_lim beregnes når vognen har UIC-dobbeltlenker som antatt her. For akselavstand A = 9 m er det iht. formel

$\Delta Q_{lim}={1,2-0,043\cdot A \over 1,2+0,043\cdot A}\cdot Q_{0}$

(2.216)

beregnet at

$\Delta Q_{lim}=0,5\cdot Q_{0}$

(2.217)

Godsvogner må være i stand til å gjennomkjøre vindskjevheter inntil størrelsen g_lim som er grenseverdien for sporets vindskjevhet. For 2-akslede vogner gjelder:

$g_{lim}=\left({20 \over A}+3\right)$

(2.218)

hvor A er akselavstanden i meter.

Med A lik 9 m blir g_lim = 5,22 promille. Det ledende hjul vil da løfte seg 5 mm og vognens totale torsjon kan beregnes:

$g_{lim}-{{loftet} \over A}=5,22-{5mm \over 9m}=5,22-0,56=4,66\ promille$

(2.219)

Vognen befinner seg da i en overhøyde

${\ddot {u}}_{g}={A \over 2}\cdot g_{lim}={9 \over 2}\cdot 5,22\ promille=23,5mm$

(2.220)

Som allerede angitt er den totale torsjonsstivhet for en vogn:

$C_{tA}={\Delta Q_{t\ lim} \over g^{x}}$

(2.221)

I ovenstående er det altså forutsatt en største overhøyde lik 23,5 mm. Imidlertid kan det forekomme større overhøyder ü_g i kurver med små radier (150 – 180 m). Dette betyr at vognen allikevel ikke er avsporingssikker. For kurver med liten radius og stor overhøyde må det stilles større krav til sporets justeringsstandard enn det som blir forlangt i formelen til faktoren g_lim.

Med gitt akselavstand er det påpekt at vognkonstruktøren bare i liten grad kan influere på størrelsen ΔQ_t som altså er hjulkraftforandringen på grunn av vognens torsjon. Det finnes også en grense for de krav som kan settes til godsvognenes konstruksjon. Problemet bør heller angripes på en slik måte at det undersøkes hvilke krav som må stilles til sporet for å oppnå sikkerhet mot avsporinger i spor med stor overhøyde.

Det er fastsatt i regelverket en maksimal overhøyde som funksjon av kurvens radius:

$h_{maks}=\left({R-100 \over 2}\right)$

(2.222)

R er kurvens radius i meter

h_maks framkommer i mm.

Grenseverdi for rampestigning er 1 : 400 eller 2,5 promille.

VOGNENES RULLING

Vognenes rullvinkelkoeffisient

Når et tog kjører gjennom en kurve, vil det oppstå sidekrefter som oppleves som ubehagelige av passasjerene. Disse sidekreftene øker proporsjonalt med andre potens av hastigheten og har benevnelsen sentrifugalkraft. Kraften uttrykkes vanligvis ved sideakselerasjonen:

$a_{u}={v^{2} \over R}-g\cdot {D \over S}$

(2.223)

Her betyr:

au er ukompensert sideakselerasjon i sporplanet (m/s²)

v er hastighettil det rullende materiell i kurven (m/s)

R er radius i kurve (m)

g er tyngdens akselerasjon (m/s²)

D er overhøyde(mm)

S er sporvidde(mm)

Med en masse m blir sentrifugalkraften:

$S_{LAT.}=m\cdot a_{u}=m\cdot \left({v^{2} \over R}-g\cdot {D \over S}\right)$

(2.224)

Størrelsen på denne kraften fordeles på akslene på vognens boggier eller på begge akslene i en 2-akslet vogn.

Det vises til figur 2.115.

Figur 2.115 Vognens rulling

Det framgår av uttrykket for den ukompenserte sideakselerasjon at denne (au) reduseres ved å øke overhøyden i kurven. Den ytre skinnestreng legges høyere enn den indre skinnestreng i kurven. Overhøyden skal i Norge ikke overskride 150 mm.

Ideelt sett burde hastigheten i kurven ikke være større enn at sideakselerasjonen blir tilnærmet lik null (som på rett linje). En slik hastighet benevnes likevektshastighet.

Nå er det imidlertid slik at ut fra et komfortsynspunkt kan passasjerene utsettes for en ukompensert sideakselerasjon i sporplanet av en viss størrelse. Erfaring tilsier at aU kan anta en viss størrelse uten at passasjerene opplever komforten som dårlig. Dette gir grunnlag for økt hastighet.

Nå er det imidlertid slik at denne sideakselerasjonen i sporplanet ikke alene bestemmer komforten. Sideakselerasjonen som passasjerene opplever, er altså ikke bare betinget av togets hastighet og kurvens overhøyde. Også togmateriellets konstruksjon er av betydning. På grunn av materiellets fjærkonstruksjoner vil konvensjonelt materiell rulle eller krenge utover i kurven når toget gjennomløper kurven med en større hastighet enn likevektshastigheten. Dette medfører at vognens helning i forhold til det horisontale plan blir mindre enn sporplanets helning. Vognens ” overhøyde” blir mindre enn kurvens overhøyde. Dermed blir effekten av overhøyden i sporet redusert. Rulling oppstår både i sekundærfjæringen (fjæring mellom boggi og vognkasse) og i noe mindre grad i primærfjæringen (fjæring mellom hjul og boggi). Den samlede grad av rull uttrykkes ved rullvinkelkoeffisienten r.

Sideakselerasjonen blir på grunn av rulling normalt høyere i vognkassen enn i sporplanet. Denne sideakselerasjonen som betegnes kompensert sideakselerasjon, benevnes a_K.

Iht. ovennevnte gjelder at a_K påvirker komforten til passasjerene. a_U gir opphav til de krefter som oppstår mellom hjul og skinne ved framføring av det rullende materiell.

Den effektive rullingsfaktor f_r uttrykkes ved rullvinkelkoeffisienten r på denne måten:

$f_{r}=(1+r)$

(2.225)

Sammenhengen mellom a_k, a_u og f_r (evt. r) kan angis:

$a_{K}=a_{u}\cdot f_{r}=a_{u}\cdot (1+r)$

(2.226)

Det framgår at r bør anta liten verdi. Dette betinger harde fjærkonstanter.

For norsk materiell gjelder følgende verdier:

• Vogn litra B3: r = 0,6

• Vogn litra B5: r = 0,4

• Vogn type B7: r = 0,2

På grunn av de store forskjellene i rullvinkelkoeffisient framføres vognene med ulike hastigheter av hensyn til komforten.

De 2 øverste vogntypene (Vogn litra B3 og vogn litra B5) framføres med kurvehastigheter (normalhastighet) som tilsvarer a_U lik 0,65 m/s². Rent unntaksvis kan vognene framføres med ukompensert sideakselerasjon i sporplanet lik 0,85 m/s².

Dette gir følgende verdier for sideakselerasjonen i vognkasse som passasjerene utsettes for:

• Vogn litra B3:

a_K= 0,65 (1 + 0,6) = 1,0 m/s²

a_K= 0,85 (1 + 0,6) = 1,4 m/s²

• Vogn litra B5:

a_K= 0,65 (1 + 0,4) = 0,9 m/s²

a_K= 0,85 (1 + 0,4) = 1,2 m/s²

Anbefalt verdi av komforthensyn er 1,0 m/s². Ukompensert sideakselerasjoni sporplanet lik 0,65 m/s² tilfredsstiller dette kravet. a_U lik 0,85 m/s² medfører at komfortkravet overskrides. Særlig for vogn litra B5 blir den kompenserte sideakselerasjon i vognkassefor høy.

Vogner av type B7 framføres med en hastighet i kurvene (plusshastigheter)som tilsvarer a_U = 0,85 m/s² til 1,00 m/s². Dermed blir sideakselerasjonen i vognkassen for denne vognen:

• Vogn type B7:

a_K= 0,85 (1 + 0,2) = 1,0 m/s²

a_K = 1,00 (1 + 0,2) = 1,2 m/s²

Verdien av denne akselerasjonen i vognkasse er også høy for B7-vogner. Det må imidlertid bemerkes at vognen er utstyrt med meget god fjæring sideveis. Denne fjæringen fører til reduserte laterale akselerasjoner i vognkasse som følge av ujevnheter i sporet.

Av hensyn til komfort kan altså konvensjonelt materiell ikke framføres med høyere hastigheter enn de som tilsvarer en ukompensert sideakselerasjon i sporplanet lik 1,00 m/s². Imidlertid moderne vognmateriell (for passasjerer) er utstyrt med gode boggier. Slikt vognmateriell kan framføres med høyere hastigheter og dermed høyere ukompensert sideakselerasjon i sporplanet enn angitt over før grenseverdier for sporkrefter blir nådd. Dersom en slik hastighetsøkning er ønskelig, må av komforthensyn vognen krenge innover i kurven i stedet for utover (som for konvensjonelt materiell). Dette betyr at rullvinkelkoeffisienten må være negativ. Vognkassen får dermed en større helning i forhold til horisontalplanet enn sporplanet. Vognkassens ” overhøyde” blir større enn overhøyden i sporet. En slik oppførsel lar seg bare gjennomføre dersom vognkassen utstyres med et krengesystem.

Et aktivt krengesystem(motordrevet krengebevegelse) kan for eksempel gi en rullvinkelkoeffisient r = - 0,6. Dersom vognen framføres med ukompensert sideakselerasjon i sporplanet lik 1,8 m/s², blir den kompenserte sideakselerasjon i vognkasse:

$a_{K}=a_{U}\cdot (1+f)=1,8\cdot (1+(-0,6))=0,7m/s^{2}$

(2.227)

Gjennomkjøring i kurver med så høy ukompensert sideakselerasjon medfører ca. 30 % hastighetsøkning i forhold til de hastigheter som kan oppnås med konvensjonelt materiell.

Det bør videre poengteres at den kompenserte sideakselerasjon a_K ikke bør overskride 1,0 m/s². Dette har sammenheng med den økte negative effekten av ujevnheter i sporet. Denne effekten øker med tredje potens av hastighetsøkningen.

Det er allerede nevnt at høyere komfort oppnås i togmateriell hvor vogner utstyres med krengesystem og at dette forhold tillater økt hastigheter i kurver. I figur 2.116 er vist krengesystemet på vogner i X2.

Figur 2.116 Vognkassens krenging og rulling på X2000

Ved gjennomføring av omfattende forsøk med dette togsettet har det vist seg at en maksimal helning eller krenging av vognen på 6,5° gir meget god komfort for de reisende passasjerer. For å oppnå en effektiv krenging av vognkasse på 6,5° er det på grunn av fjæringen nødvendig med en effektiv helning på 8° mellom boggirammen og vognkassen. Dette framkommer ved helninger på følgende måte:

Boggiramme – boggibjelke: 8 grader

Boggibjelke – vognkasse: - 0,5 grader

Boggiramme – jernbanespor: - 1,0 grad

Effektiv helning på vognkasse: 6,5 grader

Denne helningen medfører ca. 70 % kompensasjon av sentrifugalkraften ved gjennomkjøring i kurver. Under forutsetning av at komforten ikke skal bli dårligere, betyr dette at hastigheten kan økes med ca. 30 %. Selve rotasjonen av vognkasse skjer i nærheten av vognens tyngdepunkt og dette har en meget gunstig effekt mht. opptredende sporkrefter.

Ovennevnte skal belyses med et eksempel. Det tas utgangspunkt i en vogn av type Vogn litra B3 med rullvinkelkoeffisient r lik 0,6 og vogn i X2 med r = -0,7. Iht. tidligere betraktninger skal den kompenserte sideakselerasjon i vognkasse av hensynet til komfort ikke overstige 1,0 m/s².

Med utgangspunkt i uttrykket:

$a_{K}=(1+r)\cdot a_{U}$

(2.228)

kan den ukompenserte sideakselerasjon i sporplanet beregnes:

$a_{U}={a_{K} \over (1+r)}$

(2.229)

Dette gir følgene verdier for den ukompenserte sideakselerasjon i sporplanet for de 2 vogntypene:

Vogn litra B3:

$a_{u}={1,0 \over 1,6}=0,65m/s^{2}$

(2.230)

Vogn i X2:

$a_{u}={1,0 \over (1-0,7)}=3,33m/s^{2}$

(2.231)

a_U lik 3,33 m/s² er for høy og medfører risiko for avsporing eller velting. Akselerasjonen begrenses til 1,8 m/s² av sikkerhetsgrunner. Den opptredende kompenserte sideakselerasjon i vognkasse beregnes da til å være:

$a_{k}=1,8\cdot (1-0,7)=0,54m/s^{2}<1,00m/s^{2}$

(2.232)

Dette gir meget god komfort i forhold til konvensjonelt materiell.

Det kan vises at a_U = 1,80 m/s² tilsvarer manglende overhøyde I = 280 mm. Helningen til vognkasse i forhold til sporplanet beregnes:

$\phi _{fr}={(1-f_{r}) \over s}\cdot I\cdot {180 \over \pi }$

(2.233)

Innsatt i formel gir dette:

$\phi _{fr}={(1-0,3) \over 1500}\cdot 280\cdot {180 \over \pi }=8,5^{o}$

(2.234)

Ved å ta utgangspunkt i uttrykket for den ukompenserte sideakselerasjonen i sporplanet kan hastighetsøkningen beregnes:

$a_{U}={v^{2} \over R}-g\cdot {D \over S}$

(2.235)

Uttrykket løses mht. hastighet:

$v={\sqrt {R\cdot (a_{U}+g\cdot {D \over S})}}$

(2.236)

Dersom R er 500 m og D er 150 mm blir hastighetene:

Vogn litra B3.

$v={\sqrt {500\cdot (0,65+9,81\cdot {150 \over 1500})}}$

(2.237)

Dette gir tilsvarende en hastighet for krengetog på 37 m/s². Hastighetsøkningen er på over 30 % og gir bedre komfort.

Det må imidlertid gjøres oppmerksom på at krenging opp til 8^o (tilsvarende en kompensasjonsgrad på 70 %) krever lange overgangskurver. I korte overgangskurver vil rullvinkelhastigheten bli så stor (over 6 grader) at forholdet kan medføre risiko for togsyke.

Sporet i Sverige har lange overgangskurver og det er derfor berettiget å benytte en så høy kompensasjonsgrad. I Norge er overgangskurvene kortere og for det norske krengetoget er det derfor valgt en kompensasjonsgrad på 55 % som kompromiss.

Bevegelseslikninger for rullende materiell

Det skal betraktes et tilfelle med kvasistatisk gjenomløp av det rullende materiell i kurven. Kvasistatisk gjenomløp betyr at det ikke finnes sporfeil eller andre forstyrrelser. Det antas at vognkassen har et tyngdepunkt som ligger høyere enn den laterale kraftresultanten i fjærsystemet.

Dersom vognen gjennomløper kurven med en høyere hastighet enn den balanserte hastighet, virker den resulterende laterale kraft utover. Vognkassen påvirkes da av et moment som virker i et tverrstilt vertikalplan. Forholdet fører til deformasjoner i fjærsystemet som bevirker at vognkassen vil helle utover i kurven, dvs. i samme retning som den resulterende sentrifugalkraften med fradrag av sporets overhøyde. Denne krengingen av vognkassen medfører som nevnt en redusering av helningen til det rullende materiell. Og nettopp det å skape en slik helning er hele hensikten med å bygge spor med overhøyde i kurve. En del av den kompenserte sideakselerasjonen som skapes ved overhøyde i sporet i en kurve, går dermed tapt.

Ved et kvasistatisk gjenomløp i kurve innføres følgende betegnelser:

a_y = lateral sideakselerasjoni sporplanet (m/s ² )

a_yz = lateral akselerasjon i gulvet i vognkassen (m/s ² )

a_z = vertikal akselerasjon i sporplanet (m/s ² )

a_zk = vertikalakselerasjon i gulvet i vognkasse (m/s ² )

b = halve avstand mellom hjulenes løpesirkler (m)

D = overhøyde i sirkelkurve (m)

g = tyngdens akselerasjon (m/s ² )

R = radius i kurve (m)

v = hastighet (m/s)

φ_D = helning til sporplanet (radianer)

φ_fr = helning til vognkasse i forhold til sporplanet (radianer)

φ_fr er definert til å være positiv dersom helningen av vognkassener motsatt av helningen av sporplanet.

Det antas at sporplanet er referansesystemet. Da dannes følgende likninger:

$a_{y}={v^{2} \over R}\cdot \cos \phi _{D}-g\cdot \sin \phi _{D}={v^{2} \over R}\cdot \cos \phi _{D}-g\cdot {h \over 2b}$

(2.240)

$a_{Z}=g\cdot \cos \phi _{D}-{v^{2} \over R}\cdot \sin \phi _{D}=g\cdot \cos \phi _{D}+{v^{2} \over R}\cdot {h \over 2b}$

(2.241)

Med vognkassensom referansesystem beregnes de akselerasjoner som oppleves av personer i vognen:

$a_{YK}={v^{2} \over R}\cdot \cos(\phi _{D}-\phi _{fr})-g\cdot \sin(\phi _{D}-\phi _{fr})$

(2.242)

$a_{ZK}=g\cdot \cos(\phi _{D}-\phi _{fr})+{v^{2} \over R}\cdot \sin(\phi _{D}-\phi _{fr})$

(2.243)

Det påpekes at vinklene som regel er små (≤ 0,1 radianer). Med tilnærmelse kan da skrives:

$a_{YK}\approx {v^{2} \over R}-g\cdot \left({h \over 2b}-\phi _{fr}\right)$

(2.244)

$a_{ZK}\approx g$

(2.245)

Forholdet mellom de laterale akselerasjonene i vognkasse og sporplanet kan uttrykkes:

${a_{YK} \over a_{y}}={{v^{2} \over R}-g\cdot \left({h \over 2b}-\phi _{fr}\right) \over {v^{2} \over R}-g\cdot {h \over 2b}}$

(2.246)

${a_{YK} \over a_{Y}}={{v^{2} \over R}-g\cdot {h \over 2b} \over a_{Y}}+{g\cdot \phi _{fr} \over a_{Y}}$

(2.247)

${a_{YK} \over a_{Y}}=1+{g\cdot \phi _{fr} \over a_{Y}}$

(2.248)

Det er blitt utledet økningen av den laterale akselerasjon i vognkassen i forhold til sporplanet:

$r=g\cdot {\phi _{fr} \over a_{Y}}$

(2.249)

r er rullvinkelfaktoren og er altså en funksjon av rullvinkelen uttrykt i radianer til vognmateriellet og den laterale akselerasjon i sporplanet.

Den effektive rullfaktor kan beregnes:

$f_{r}=(1+r)$

(2.250)

r settes inn med positivt fortegn ved helning innover i kurven og med negativt fortegn ved helning utover i kurven.

Sammenstilling av bevegelseslikninger i kurver

Med betegnelsene i foregående avsnitt gjelder: Den effektive rullefaktor:

$f_{r}={a_{YK} \over a_{Y}}$

(2.251)

Lateral akselerasjon i sporplanet:

$a_{Y}=\left({v^{2} \over R}-g\cdot {D \over 2b}\right)$

(2.252)

Denne kan også uttrykkes som:

$a_{Y}\approx {I\cdot g \over 2b}$

(2.253)

Lateral akselerasjon i vognkassens gulv:

$a_{YK}=f_{r}\left({v^{2} \over R}-g\cdot {D \over 2b}\right)$

(2.254)

Denne kan også uttrykkes som:

$a_{YK}\approx f_{r}\cdot {I\cdot g \over 2b}$

(2.255)

Det laterale rykk i overgangskurven kan beregnes:

${\ddot {y}}\approx f_{r}\cdot {I\cdot g \over 2b}\cdot {v \over Lt}$

(2.256)

Rullvinkel forårsaket ved overhøyde:

$\phi _{D}\approx {D \over 2b}\cdot {180 \over \pi }$

(2.257)

Rullvinkel forårsaket ved vognens rulling:

$\phi _{fr}\approx (1-fr)\cdot {I \over 2b}\cdot {180 \over \pi }$

(2.258)

Den samlede rulling:

$\phi =\phi _{D}+\phi _{fr}\approx {D+(1-fr)\cdot I \over 2b}\cdot {180 \over \pi }$

(2.259)

Rullvinkelhastigheten blir:

${\dot {\phi }}\approx {D+(1-fr)\cdot I \over 2b}\cdot {v \over Lt}\cdot {180 \over \pi }$

(2.260)

Her betyr.

Lt er overgangskurvens lengde

I er manglende overhøyde

Krengeteknikk

Den maksimale tillatte kjørehastighet til det rullende materiell i en kurve blir bestemt av hensynet til en sikker framføring. Faktorer som kommer i betraktning og som er bestemmende, er sikkerhet mht. avsporing og stabilitet i overbygningen samt kvaliteten på selve sporet og den komfort som passasjerene utsettes for. Vogner som blir utstyrt med innretninger slik at vognkassen beveger seg innover i kurven, kan tillates å ha høyere hastigheter enn konvensjonelt materiell ut fra hensynet til komfort. Dette har sammenheng med at den resulterende laterale akselerasjon i slike tog (krengetog) blir mindre enn for konvensjonelt materiell. Krengeteknikken med de nødvendige innretninger er derfor en metode som kan benyttes til å øke hastigheten i kurver. Det er imidlertid en forutsetning at sporet har tilfredsstillende stabilitet.

Uttrykkene passiv og aktiv krengeteknikkfinnes. Ved passiv krengeteknikk har vognkassen oppheng som en pendel og utøver helning mot innside av kurven på grunn av de opptredende sentrifugalkrefter. Ved aktiv krengeteknikk blir vognkassen styrt innover i kurven ved en driv(kraft)enhet og kunstig styreenhet.

Installering av innretning for krengeteknikk har kun betydning for komfort. Men i sammenheng med krengeteknikken blir det gjort også andre tiltak. Disse kan være redusering av aksel- og hjullast på vognmateriellet og en moderne boggi med radiell innstilling av hjulsatsene samt redusering av uavfjæret masse. Dette medfører at den samlede belastning på sporet som består av kvasistatiske og dynamiske krefter, i hvert fall ikke behøver å bli større ved krengetog enn ved konvensjonelt materiell. Dette til tross for at hastighetene i kurvene er større.

På strekninger hvor krengetog skal trafikkere, er det flere hensyn å ta. Mht. trasseringen er det viktig å vurdere forholdet mellom overgangskurvens lengde, størrelsen på sirkelkurven samt overhøyde i sirkelkurven. Sporveksler er å oppfatte som tvangspunkter ved kjøring i avvik. Minste tverrsnitt samt beliggenhet av kjøreledningen må også tas hensyn til. Sikkerhet ved framføring for overvåking av hastighet og sikring av planoverganger er andre viktige aspekter.

Kombinasjonen av krengeteknikk i seg selv og tiltak på det rullende materiell samt i infrastrukturen må sees på som et lukket og samlet driftssystem.

Innretninger for krenging av vognkassen

Det er utviklet flere systemer mht. til aktiv krenging som skal ivareta krengingen til vognkassen. Det er da hensiktsmessig å betrakte forskjeller i den mekaniske oppbyggingen til systemene. En viktig forskjell består i om det er en funksjonell elle en ikke funksjonell kombinasjon med andre komponenter til det rullende materiell (Fahrwerk:luftfjærer, Wankstütze).

Det kan nevnes at Bombardier/Talbot har et system for aktiv krengeteknikk som kalles ” Cont-Roll” . Den funksjonelle integrasjon for dette systemet består i at krenging gjennomføres i sammenheng med ” Wankstützenverstellung”.

For alle andre systemer er det en funksjonell atskillelse. Den mekaniske tilkoplingen av vognkassen til boggien i bevegelsesflaten skjer for nesten alle systemer ved en trapesformet pendel. Dette gjelder løsninger fra Adtranz, Fiat, Siemens-SGP og Alstom. Det vises til figur 2.117.

Figur 2.117 Innretningssystemer for krengeteknikk

Noen systemer baserer seg på en bjelke i boggien som er formet som en sirkel. Vognkassen har opplegg og beveger seg på et bueformet rullelager. Slike trapesformede pendler og bueformede bjelker er robuste komponenter og tar opp den vertikale lasten fra vognkassen samt de opptredende sentrifugalkrefter.

Inngripen i vognkasse

Standardutvikling er at drivenheten for krengesystemene er plassert under vognkassegulvet i boggien. Dermed blir inngripen i selve vognkassen unngått.

Strømavtaker

Ved de elektrifiserte krengetogene må det sørges for at strømavtakeren ikke krenger når toget gjennomløper kurven. Den enkleste måten å gjøre dette på er å ha en traksjonsenhet i togsettet som ikke krenger. Det eksisterer løsninger hvor det er montert en bærerygg på den primærfjærede boggirammen. Denne løsningen medfører at strømavtakeren blir uavhengig av vognkassen og den helning som vognkassen får.

Drivenhet for krenging

Det er standard å benytte hydrauliske drivenheter i forbindelse med et aktivt krengesystem. Disse enhetene har den fordel at de ved høye trykk i driftsituasjon lar seg bygge inn kompakt i boggirammeverket. Hydrauliske drivenheter kan utøve høye krefter for å framskaffe krengingen. Gjennom elektromagnetiske ventiler er det mulig å gjennomføre en fin og tilpasset styring. Det trengs imidlertid et eget system for tilførsel av energi for å besørge krengingen.

Det er også utviklet elektriske drivenheter for å besørge krengingen av vognkassen. Fordelen med slike systemer er flere. Vedlikeholdsbehovet er lite samt at styringen er enkel. Videre kan krengehastigheten varieres.

Høyde på dreiepol

Forskjellige undersøkelser og forsøk viser at dreieaksen for krengingen mht. vognkassens lengdeakse ideelt bør ligge i området ved sitteflaten i setene eller litt over. Magehøyde for sittende passasjerer er en passende høyde for dreiepolen. Det er overveiende sannsynlig at passasjerene vil føle dreiebevegelsen minst ubehagelig ved en slik plassering av dreiepolen.

Er dreiepolenplassert ved gulvet i vognkassen, vil dreiebevegelsen lett bli oppfattet som vakling. Dette forhold kan føre til togsyke.

Nyttig krengevinkel

Ved bruk av innretningen for krenging av vognkassenkan en maksimal krengevinkelbestemmes. På grunn av fjæregenskapene til primær- og sekundærfjæren vil vognkassen ved høy hastighet i kurven få helning utover i kurven på grunn av store sentrifugalkrefter. Dette forholdet medfører at den effektive krengevinkel blir ca. 1,5 grader mindre enn den krengevinkel som kan innstilles på grunn av innretningen til krengesystemet.

Lateral føring og tilbakeføring av vognkasse

Det er påpekt at det er ønskelig å ha dreiepolenknapt over tyngdepunktet i vognkassen og i høyde med sitteflaten på setene. Det er derfor nødvendig ved siden av den reine dreiebevegelse å ha en lateral bevegelse av vognkassen i forhold til boggirammen i bevegelsesflaten mellom vognkasse og boggi. Denne laterale forskyvningen kan realiseres med den mekaniske innretningen til krengesystemet. Det er også mulig å anordne tilleggskomponenter.

Videre må det sørges for at vognkassenetter gjennomløpet i kurven blir nøyaktig rettet opp, dvs. vognkassen må tilbake til nullstillingen. Dette gjelder også for det tilfelle at drivenheten for krengesystemet skulle slutte å virke.

Lateral fjæring

Den laterale fjæringen skjer som regel ved sekundærfjæringen. Dersom innretningen for helningen til vognkassen ligger over sekundærfjæringen, så blir delvis en aktiv lateral fjæring og en tverrsentrering bygget inn. Dette tiltaket begrunnes med en for sterk belastning på sekundærfjæren i tverretningen. Dessuten påpekes det at tiltaket er nødvendig for å øke kjørekomforten. Formen på denne innretningen har også betydning for tillatt bredde på vognkassen.

Sensorer for krenging

Krengetogene er utrustet med sensorer som muliggjør krengingen. Metoden går ut på at den laterale akselerasjon i gulvet i vognkassen blir målt og som funksjon av hastigheten blir krengevinkelen bestemt. På minst en boggi for hver vogn i toget er det montert akselerometre som måler den ukompenserte laterale akselerasjon. Ved en slik løpende måling må det kartlegges om den målte laterale akselerasjon er bevirket sentrifugalkrefter eller en uregelmessighet i bevegelsen på grunn av sporfeil i overbygningen. For å unngå utilsiktede bevegelser på grunn av disse uregelmessighetene må de høye frekvensene til signalene for akselerasjonen filtreres. Et slikt tiltak bevirker imidlertid en tidsmessig forsinkelse av signalflyten og resultatet er en forsinket helning av vognkassen. Dette resulterer i en høyere lateral akselerasjon ved innkjøring til eller ved utkjøring av kurver enn i kurvene selv. Denne høyere akselerasjonen i trasseringspunktene medvirker til husking eller gynging av vognkassen og kan under omstendighetene føre til togsyke. Spesielt vil det være den første vognen som blir utsatt for en slik forsinket hendelse. For de etterfølgende vognene finnes det flere muligheter til å korrigere denne forsinkelsen. Bl.a. kan sensorer i forangående vogn gi signaler slik at forsinkelse i krengingen til den vognen som skal inn i kurven, unngås. En annen metode er å benytte et overordnet ledesystem. Jo kortere overgangskurven er, jo hurtigere må styringen reagere, dvs. at hastigheten til innretningen for krengingen må bli høyere.

Målingen av den laterale akselerasjon i gulvet til vognkassener altså ikke nok. Dette selv om det bare er denne (vognkassen) som skal krenge. Måleinstrumenter som gyroskop må installeres i den hensikt å oppdage kurvens begynnelse og slutt tidsnok slik at krengingen til vognkassen kan starte umiddelbart i trasseringspunktene. Med trasseringspunkter menes overgangskurvens begynnelse (OB) og overgangskurvens slutt (OE). Bruk av sensorer krever et meget høy intensitetsnivå. Dette gjelder også grunnalgoritmen i sensorsystemet. Utvikling og forsøk av slike grunnalgoritmer krever mye tid. Det må også bemerkes at en slik grunnalgoritme på ingen måte er universell. Den regelalgoritme som gjelder for en region eller land, behøver ikke å gjelde ved andre forvaltninger. Dette har naturligvis sammenheng med at trasseringsregler kan være forskjellige i ulike land. I ytterste konsekvens vil en grenseoverskridende trafikk med krengetog kunne føre til uheldige målkonflikter ved utarbeidelse av regelalgoritmer.