Opportunities to evaluate emission of particulate matter from ...Pojęcie cząstek stałych PM (Particulate Matter) – wprowadzono w roku 1970; najczęściej oznacza ono w pomiarach

POJAZDY SZYNOWE / RAIL VEHICLES NR 3/2019

prof. dr hab. inż. Jacek Pielecha prof. dr hab. inż. Jerzy Merkisz Politechnika Poznańska

Możliwości oceny emisji cząstek stałych z silników spalinowych pojazdów szynowych

Artykuł dotyczy emisji cząstek stałych z pojazdów szynowych, w których źródłem napędu jest silnik spalinowy. Opisano właściwości fizykochemiczne cząstek stałych, mechanizmy ich powstawania oraz zaprezentowano wpływ ich oddziaływania na otoczenie, w tym bezpośrednio na człowieka. Zawarto regulacje prawne dotyczące ich emisji wraz z określeniem najnowszych norm (etap V) oraz wymagania dotyczące metod pomiarowych pomiaru masy i liczby cząstek stałych.

Opportunities to evaluate emission of particulate matter from the combustion engines of rail vehicles

The paper deals with particulate emission from the rail vehicles equipped with a combustion engine drive. Physicochemical properties of the particulate matter and the mechanisms of their emergence are described as well as their consequences exerted on the environment, with special attention paid to their impact on humans. Legal regulations related to their emission are quoted, inclusive of the latest standards (stage V) as well as the requirements relating to the measure-ment methods of the particulate mass and number of the particles.

1. Introduction Development of the technology in all fields of the

industry results in the need of reduction of its nega-tive effect on the natural environment. The use of advanced techniques and their development impels permanent verification of operating conditions of the rail vehicles and analysis of the effects exerted on the natural and civilizational man’s environment. The rail transport is considered to be a rapidly growing area. This results, first of all, in the need to reduce the emission of harmful exhaust components. The emis-sion of particulate matter is liable to endanger humans significantly, giving rise to a barrier for the develop-ment of modern internal combustion engines, particu-larly the direct injection compression-ignition engines (CI). An important challenge for the manufacturers arises from future projected toxicity standards, requir-ing significantly lower particulate emission than to-day.

The concept of PM (Particulate Matter) has been introduced in 1970. It usually means all the solid or liquid, organic or inorganic matter that accumulates on the filter (of 99% efficiency, retaining solid parti-cles of the dimensions exceeding 300 nm) when the exhaust stream diluted with air of the temperature of 52±3oC passes through it. The rail vehicles play an important role in everyday human life. At present the internal combustion engines are increasingly used for various applications. Growing number of non-road vehicles contributes not only to development, but also to hazard, since combustion of fuels adversely affects

1. Wprowadzenie Rozwój techniki we wszystkich dziedzinach prze-

mysłu powoduje konieczność ograniczania jego nega-tywnego wpływu na środowisko naturalne. Stosowa-nie zaawansowanych technik i ich rozwój zmuszają do ciągłej weryfikacji warunków pracy pojazdów szynowych oraz analizy skutków ich oddziaływania na środowisko naturalne i cywilizacyjne człowieka. Transport kolejowy jest uznawana za dziedzinę rozwi-jającą się bardzo dynamicznie; to powoduje koniecz-ność ograniczania przede wszystkim emisji szkodli-wych składników spalin. Istotnym zagrożeniem dla ludzi jest emisja cząstek stałych, stanowiąca barierę rozwoju współczesnych silników spalinowych, w szczególności silników o bezpośrednim wtrysku pali-wa silników o zapłonie samoczynnym (ZS). Ważnym wyzwaniem dla producentów są projekty kolejnych norm toksyczności, według których emisja cząstek stałych powinna być wielokrotnie mniejsza od do-tychczasowej.

Pojęcie cząstek stałych PM (Particulate Matter) – wprowadzono w roku 1970; najczęściej oznacza ono w pomiarach silników spalinowych całą materię stałą lub ciekłą, organiczną lub nieorganiczną, która gro-madzi się na filtrze (o skuteczności 99%, zatrzymują-cym cząstki stałe o wymiarach większych niż 300 nm) po przejściu strumienia spalin rozcieńczonych powie-trzem w temperaturze 52 ±3 oC. Pojazdy szynowe od dawna odgrywają ważną rolę w codziennym życiu człowieka. Obecnie następuje zwiększenie wykorzy-stania silników spalinowych do różnych zastosowań;

1


the human health and causes environmental pollution, smog formation and the greenhouse effect. In the late 1990s the interest in negative impact of particulate matter on human health increased world-wide [1, 2]. The first document confirming increased mortality caused by toxic effects of particulate matter was published in 1993 as a result of the research con-ducted under supervision of Dockery and others [3]. The results of these studies have been confirmed also by other works [4]. The earlier studies, e.g. those carried out by Georgius Agricola and published in "De re metallica" (around 1530) were devoted to the effect of the dust from coal mining on the miners’ health.

The particulate matter is emitted mainly in the CI engines. Analysis of these engines so far manufac-tured and the prospects for their development allows to conclude that the carbon monoxide and hydrocar-bon emission limit standards may be easily met. Nev-ertheless, fulfilment of the requirements related to reduction of the emission of nitrogen oxides is more difficult. The particulate emission barrier makes a critical requirement for these engines, therefore, the research devoted to toxicity reduction of the diesel engines is now focused on explaining the phenomena liable for particulate matter generation and possible reduction of their emission [5].

2. Characteristics of particulate matter with con-sideration of its mass and number of the parti-cles

The form, size and composition of the particles of particulate matter depend to a large extent on the place in the cylinder - exhaust system - surrounding atmosphere system, from which they are collected according to the research type, as well as on the tem-perature. Therefore, the most commonly used defini-tion of particulate refers to the conditions of the emis-sion measurement [6]. Two basic fractions of the emitted particles are distinguished that is outlined in Figures 1 and 2:

– PMSOF – SOF – the Soluble Organic Fraction, i.e. the part of particulate matter of solid parti-cles that may be extracted with dichloro-methane CH2Cl2;

– PMSOL –SOL – the Insoluble Fraction, com-posed mainly of solid carbon ("solid", PMC), of the form similar to graphite.

Among the other PMSOL components there are wa-ter-soluble sulfates, water associated with sulfates, nitrates, metals, other particles containing RPM car-bon (Residual Particulate Mass) [7].

wzrastająca liczba pojazdów pozadrogowych jest nie tylko czynnikiem rozwoju, ale również zagrożeniem – spalanie paliw negatywnie oddziałuje na zdrowie ludzkie, a także powoduje zanieczyszczenie środowi-ska, powstawanie smogu oraz efektu cieplarnianego. W końcu lat dziewięćdziesiątych XX wieku na całym świecie wzrosło zainteresowanie negatywnym oddzia-ływaniem cząstek stałych na zdrowie człowieka [1, 2]. Pierwszy dokument stwierdzający zwiększenie śmier-telności na skutek toksycznego działania cząstek sta-łych opublikowano w roku 1993, w wyniku badań przeprowadzonych pod kierownictwem Dockery’ego i in. [3]. Wyniki tych badań znalazły potwierdzenie również w innych badaniach [4]. Wcześniejsze bada-nia, np. prowadzone przez Georgiusa Agricole i opu-blikowane w „De re metallica” (ok. 1530 r.), dotyczy-ły wpływu pyłu powstającego przy wydobyciu węgla na zdrowie górników.

Emisja cząstek stałych to zjawisko występujące głównie w silnikach ZS. Na podstawie analiz dotych-czas produkowanych tych silników i perspektyw ich rozwoju można stwierdzić, że nie ma problemów ze spełnieniem norm granicznych emisji tlenku węgla i węglowodorów, natomiast trudniejsze jest spełnienie wymogów ograniczających emisję tlenków azotu. Bariera emisji cząstek stałych stanowi wymogi kry-tyczne dla tych silników i dlatego punkt ciężkości badań nad obniżeniem toksyczności silników ZS przesunął się na wyjaśnienie zjawisk związanych z tworzeniem cząstek stałych i możliwościami obniża-nia ich emisji [5].

2. Charakterystyka cząstek stałych pod wzglę-dem masy i liczby

Postać, wielkość i skład cząstek stałych zależą w dużej mierze od miejsca i temperatury w układzie: cylinder–układ wylotowy–otaczająca atmosfera, w którym, w zależności od rodzajów prowadzonych badań, następuje ich przechwycenie do pomiaru. Stąd też najpowszechniej przyjęty sposób definicji cząstek stałych zawiera w swym sformułowaniu człon okre-ślający warunki, w jakich dokonywany jest pomiar emisji [6]. W emitowanych cząstkach stałych rozróż-nia się dwie zasadnicze frakcje, które poglądowo przedstawiono na rys. 1 i 2:

– PMSOF – organiczna frakcja rozpuszczalna SOF (Soluble Organic Fraction), czyli ta część ma-terii cząstek stałych, która jest poddawana eks-trakcji dwuchlorometanem CH2Cl2,

– PMSOL – frakcja nierozpuszczalna SOL (Insolu-ble Fraction), której podstawową częścią jest węgiel stały („solid”, PMC), będący pewną formą zbliżoną do grafitu.

Do pozostałych składników PMSOL należą: roz-puszczalne w wodzie siarczany, woda związana z siarczanami, azotany, metale, pozostałe cząstki zawie-rające węgiel RPM (Residual Particulate Mass) [7].

The particulate matter embedded in the engine ex-haust gas constitute a polydisperse system composed of the particles of various sizes, shapes and forms. Taking into account that the particles of particulate matter are of different sizes and shapes and make an irregular mixture of various chemical compounds,

2


they cannot be clearly physically or chemically defined [9, 10]. The nature of the particles, mainly the distribution of their geometric dimensions, their number and morphology, is important for evaluating their impact on the environment and human body.

Cząstki stałe zawarte w spalinach silnikowych sta-nowią system polidyspersyjny, składający się z czą-stek o różnych wymiarach i kształcie oraz postaci występowania. Ze względu na trudności opisu cząstek stałych, gdyż są one nieregularną mieszaniną różnych związków chemicznych oraz są niejednorodne pod względem wielkości i kształtu, nie mogą być jedno-znacznie zdefiniowane fizycznie ani chemicznie [9, 10]. Natura cząstek, głównie rozkład wymiarów geo-metrycznych, liczba cząstek i ich morfologia są waż-ne ze względu na ocenę ich wpływu na środowisko i ciało ludzkie.

Rys. 1. Schemat budowy cząstki stałej [7]

Fig. 1. Scheme of the solid particle structure [7] nierozpuszczalne, rozpuszczalne … = insoluble, soluble, part from oil, part from fuel, gas, solid carbon, Water, sulfates, nitrates

Rys. 2. Cząstka stała – węglowy rdzeń ze skondensowanymi i zaabsorbowanymi substancjami [8]

Fig. 2. A solid particle – a carbon core surrounded with the condensed and absorbed matter [8]

Węgiel, Paliwo, …. = Carbon, Fuel, Others, Water, Sulfur, Metals, Lubricating oil

The particulate matter emitted by all the internal combustion engines (Fig. 3) include solids and liquids that condense depending on physical conditions (i.e. temperature, pressure). Emitted solids include two main fractions: SOL (insoluble fraction, composed mainly of solid carbon of a graphite-similar form), that may be extracted with dichloromethane CH2Cl2, and SOF (soluble fraction). The other SOL components include water-soluble sulphates, water associated with sulphates, nitrates, metals and other carbon-containing particles [11, 12]. Individual particles combine into agglomerates the properties of which (e.g. density, total area, size distribution, chemical composition) differ from those of the particles. Sulfur occurs in this fraction mainly due to its content in the fuel (at present 10 ppm). On the other hand, the exhaust gas may include sulfur in the form of SO2 and SO3, thus generating sulphurous acid and sulfates in the emitted particles. The mass share of the SOF fraction in the particles may range from 10% to 90%, usually growing with decreasing engine load and decreasing exhaust gas temperature [13, 14].

Rys. 3. Rozmiary i występowanie cząstek w środowisku [15] Fig. 3. The sizes and occurrence of particles in the environment

Among many parameters of the particles of par-ticulate matter the diameter is the most important. According to its value the particles are classified to a given type (Fig. 4) [16, 17]. The current quick devel-opment of the research techniques enabled to separate and to classify the particles of various dimensions (the aerodynamic diameter was adopted as a charac-teristic feature): D <10 µm - large particles (desig-nated as PM10), D <2.5 µm - fine particles (PM2.5 ), D <100 nm - very fine particles and D <50 nm - nanoparticles. Internal combustion engines emit the

W skład cząstek stałych emitowanych przez wszystkie silniki spalinowe (rys. 3) wchodzą ciała stałe oraz ciekłe, które zależnie od warunków fizycz-nych (temperatura, ciśnienie) ulegają kondensacji. W emitowanych cząstkach stałych rozróżnia się dwie zasadnicze frakcje: SOL (frakcja nierozpuszczalna, której podstawowym składnikiem jest węgiel stały, będący formą zbliżoną do grafitu), która jest ekstra-howana za pomocą dichlorometanu CH2Cl2, oraz SOF

PM

INSOL (nierozpuszczalne) SOF (rozpuszczalne)

Część z oleju

Część z paliwa

PMFUEL PMLUBE Gazowe HC

PMC

HCkondensat

HC

CSOLID („węgiel stały”)

Woda, siarczany, azotany

3


particles with the diameter exceeding 10 nm (Fig. 5). Exhaust gases of the CI engines contain the largest number of the solid particles having diameters of 60-100 nm. Their mass amounts about to 20% of all the particles [16].

(frakcja rozpuszczalna). Do pozostałych składników SOL należą: rozpuszczalne w wodzie siarczany, woda związana z siarczanami, azotany, metale i pozostałe cząstki zawierające węgiel [11, 12]. Pojedyncze cząstki łączą się w aglomeraty; właściwości aglomeratów (m.in. gęstość, powierzchnia całkowita, rozkład wielkości, skład chemiczny) są odmienne niż pojedynczych cząstek. Występowanie siarki w tej frakcji jest związana przede wszystkim z jej zawartością w paliwie (obecnie 10 ppm). Siarka w spalinach może występować jako SO2 i SO3, tworząc w emitowanych cząstkach kwas siarkawy oraz siarczany. Udział frakcji SOF w masie cząstek może wahać się od 10% do 90%, przy czym zwykle wzrasta wraz ze zmniejszaniem obciążenia silnika w miarę zmniejszenia temperatury spalin [13, 14].

Spośród wielu parametrów cząstek stałych najważ-niejsza jest średnica; w zależności od jej wartości kwa-lifikuje się cząstki do danego typu (rys. 4) [16, 17]. Dotychczasowy szybki rozwój technik badawczych umożliwił wyodrębnienie i sklasyfikowanie cząstek stałych o różnych wymiarach (jako charakterystyczną przyjęto średnicę aerodynamiczną): D < 10 µm – cząstki duże (oznaczane jako PM10), D < 2,5 µm – cząstki drobne (PM2,5), D < 100 nm – cząstki bardzo drobne oraz D < 50 nm – nanocząstki. Silniki spali-nowe emitują cząstki o średnicy większej niż 10 nm (rys. 5). W spalinach silników ZS występuje najwięcej cząstek stałych o średnicach 60–100 nm; ich masa wynosi około 20% masy wszystkich cząstek [16].

Rys. 4. Klasyfikacja cząstek stałych na podstawie ich wymiarów [18]

Fig. 4. Classification of the solid particles based on their dimensions [18]

100 1000 10 000 10 D [nm]

masa cząstek stałych PM

liczba cząstek stałych PN

nukleacja

agregacja

PM0,1 PM2,5

PM10

Rys. 5. Rozkład wielkości cząstek powstałych w wyniku zarodkowania i agregacji w spalinach silnika spalinowego [19]

Fig. 5. Size distribution of the particles ensuing from nucleation and aggregation in the exhaust gas of a combustion engine [19]

Liczba, masa cząstek. .= The number and mass of the PM particles, number of the PN particles, nucleation, mass of the PM particles, aggregation

The PM10 symbol theoretically denotes the parti-cles of the diameter below 10 µm. Nevertheless, the impactors (or other classifiers) do not achieve in prac-tice the efficiency allowing for passing of the parti-cles with the diameter up to 10 µm (they usually pass the particles of the diameter of up to 15 µm). It is assumed that PM10 (or PM5, PM2.5, respectively) corresponds to 50-percent transmission efficiency of the particles with the diameters of 10 µm or 5 µm and 2.5 µm, respectively.

The change in physical properties of the solid par-ticles depends on the processes they are subjected to (Table 1). Nucleation occurs in the engine combus-tion chamber and is significantly affected by the igni-tion and combustion parameters. Nucleation of hy-

Symbol PM10 oznacza teoretycznie cząstki stałe o średnicy mniejszej niż 10 µm, jednakże w praktyce impaktory (lub inne klasyfikatory) nie osiągają spraw-ności umożliwiającej przepuszczanie tylko cząstek o średnicy do 10 µm (zwykle przepuszczają cząstki o średnicy do 15 µm). Przyjęto, że PM10 (lub odpo-wiednio PM5, PM2,5) uzyskuje się przy 50-procentowej sprawności przepuszczania cząstek o średnicy 10 µm lub odpowiednio 5 µm i 2,5 µm.

Zmiana właściwości fizycznych cząstek stałych za-leży od procesów, którym one podlegają (tab. 1). Nu-kleacja (zarodkowanie) zachodzi w komorze spalania silnika; znaczący wpływ na nią mają parametry zapło-nu i spalania. Zarodkowanie węglowodorów wraz z innymi związkami (m.in. z dodatkami do paliw i w bardzo małym stopniu z siarką) odbywa się w wyniku chłodzenia (np. rozcieńczania) spalin w układzie wylotowym silnika. Wzrost wielkości cząstek zależy głównie od stopnia ich aglomeracji, na co mają wpływ pierwotne stężenie liczbowe cząstek oraz czas koagu-lacji. Szybkość koagulacji jest proporcjonalna do kwadratu początkowego stężenia liczbowego cząstek stałych (t = 0) oraz współczynnika koagulacji K [20].

Skład emitowanych cząstek, a także ich liczba i wielkość zależą od miejsca i sposobu pobierania pró-bek spalin. Zgodnie z obowiązującymi w Europie i USA normami próbki do analizy cząstek stałych po-

4


drocarbons together with other compounds (inclusive of fuel additives and to a very small extent with sulfur) takes place as a result of cooling (e.g. dilution) of the exhaust gases in the engine exhaust system. The increase in particle size depends chiefly on the agglomeration degree, affected by the initial number concentration of the particles and the coagulation time. The coagulation rate is proportional to the square of the initial number concentration of the particulates (t = 0) and the coagulation coefficient K [20].

Tablica 1. Zmiana właściwości fizycznych cząstek stałych [21] Table 1. The change in physical properties of the solid particles [21]

The composition, number and sizes of the emitted particles depend on the place and method of sampling of the exhaust gas. According to the standards in force in Europe and the USA, the samples designed for analysis of the particulate matter are collected after dilution of the exhaust gases with air and cooling the mixture to a temperature of 52°C. Then the volatile SOF components are adsorbed, condensed and nucleated. Such a transformation changes the share of SOF in already existing particles and results in formation of new particles of solid or liquid nature. Agglomeration does not change the mass nor chemical composition of the solid particles, however, as a result, the number of particles, size distribution and fractional composition are changed. The agglomeration mechanism does not change the mass of the solid particles, but it largely affects their number and size distribution. In result of the diffusion mechanism the mass of solid particles changes (grows or falls). This is due to the effect of the concentration gradients of particular fractions of the particles. However, the adsorption and condensation contributes to the increase in mass of the particles, in result of reduction of the exhaust gas temperature in the engine exhaust system. The solid particles emitted from CI engines consist mainly of carbon with absorbed hydrocarbons in liquid form (hydrocarbon condensate). The publications, e.g. Kittelson [17], present an opinion supported by the research results of CI engines that the carbon part of a solid particle (i.e. its skeleton) can constitute 20–45% of the whole

biera się po rozcieńczeniu spalin powietrzem i ochło-dzeniu mieszaniny do temperatury 52 °C. Wtedy lotne składniki SOF ulegają adsorpcji, kondensacji oraz nukleacji. Transformacja ta powoduje zmianę udziału SOF w istniejących już cząstkach oraz powstanie no-wych cząstek o charakterze stałym lub ciekłym. Aglomeracja nie powoduje zmiany masy cząstek sta-łych ani ich składu chemicznego, jednakże w jej efek-cie zmienia się liczba cząstek, rozkład wielkości oraz skład frakcyjny. Mechanizm aglomeracji nie ma wpły-

wu na masę cząstek stałych, natomiast ma bardzo duży wpływ na ich liczbę i rozkład wielkości. W wyniku mechanizmu dyfuzji zmienia się masa cząstek stałych (zwiększa lub zmniejsza); jest to efektem występowa-nia gradientów stężenia poszczególnych frakcji czą-stek stałych. Natomiast w wyniku adsorpcji i konden-sacji masa cząstek się zwiększa – co jest efektem ob-niżania się temperatury spalin w układzie wylotowym silnika. Cząstki stałe emitowane z silników ZS składa-ją się głównie z węgla z zaabsorbowanymi węglowo-dorami w postaci ciekłej (kondensatem węglowodo-rowym). W publikacjach, np. Kittelsona [17], przewa-ża pogląd poparty wynikami badań silników ZS, że część węglowa cząstki stałej (jej szkielet) może sta-nowić 20–45% masy całej cząstki stałej. Pozostałą część stanowią niespalony olej smarujący (25%), pa-liwo (do 10%) oraz związki siarki i wody (łącznie przy bardzo małej zawartości siarki – mniejszej niż 10 ppm) oraz innych substancji. Według innych badaczy [22] skład cząstek stałych może być wyrażony w in-nych proporcjach (tab. 2).

Nanocząstki stanowią większość całkowitej liczby cząstek emitowanych przez silnik i bardzo małą część ich całkowitej masy. Dotychczasowy masowy sposób wyznaczania emisji cząstek nie jest wystarczający do oceny emisji nanocząstek [23]. Z wprowadzeniem ograniczeń emisji nanocząstek będą się wiązać z pew-nością inne metody pomiaru, które obecnie są inten-sywnie badane.

Efekt fizyczny Physical effect

Zmiana parametru Change in the parameter

Występowanie Occurrence

Schemat Scheme

Nukleacja/zarodkowanie Nucleation

liczba cząstek stałych number of solid particles

komora spalania silnika engine combustion chamber

Aglomeracja/koagulacja Agglomeration/coagulation

powierzchnia cząstek Surface area of the particles

układ wylotowy silnika engine exhaust system

Dyfuzja/przenikanie Diffusion

zmiana masy change in mass

układ wylotowy silnika, engine exhaust system

pobór próbki spalin sampling of the exhaust

gases

Adsorpcja/kondensacja Adsorption/condensation

zwiększenie masy growth of the mass

tunel rozcieńczający dilution tunel

5


mass of the particle. The remaining part consists of unburned lubricating oil (25%), fuel (up to 10%) as well as sulfur and water compounds (together with very low sulfur content - below 10 ppm) and other substances. According to other researchers [22], com-position of the solid particles may be characterized by other proportions (Table 2).

Tablica 2. Typowy skład (charakterystyka) cząstek stałych [22] Table 2. Typical composition (characteristics) of particulate matter [22]

Nanoparticles represent a majority of total number of the particles emitted by the engine and only a very small part of their total mass. The current comprehen-sive method of determining the particle emission does not allow to evaluate the emission of nanoparticles [23]. Other measurement methods being at present extensively studied should certainly enable to imple-ment the restrictions on the nanoparticle emission.

3. The regulations related to particulate matter emission from the non-road vehicles

At present an increasing emphasis is being put on reducing emission from this group of vehicles, not subjected to the regulations for many years. The vehi-cles not belonging to the categories M, N and L are often called non-road or non-road application vehi-cles. Implementation of the Directive 97/68/EC [24] was important for development of the provisions re-lated to the emission from the non-road vehicles. Its scope of application differed from the arrangements set out in the Regulation 96.00. It was used in case of the vehicle engines, devices and machines generally called "non-road mobile machinery". In accordance with the definition the "non-road mobile machinery" included mobile machinery (not only self-propelled ones), the mobile industrial equipment and the vehi-cles not intended for road transport of people and goods, provided with internal combustion engines. The scope of application of the Basic Directive 97/68/EC covers the CI engines with maximum power not less than 18kW, but not exceeding 560 KW

3. Przepisy dotyczące emisji cząstek stałych po-jazdów pozadrogowych

Obecnie kładzie się coraz większy nacisk na zmniejszenie emisji zanieczyszczeń z tej grupy pojaz-dów, która przez wiele lat nie była objęta przepisami. Pojazdy inne niż kategorii M, N i L są często nazywa-ne pojazdami pozadrogowymi lub o zastosowaniach pozadrogowych. Istotne w rozwoju przepisów o emisji zanieczyszczeń z pojazdów pozadrogowych było wprowadzenie dyrektywy 97/68/WE [24]. Jej zakres stosowania różnił się od ustalonego w regulaminie 96.00. Stosowano ją do silników pojazdów, urządzeń i maszyn nazywanych ogólnie „niedrogowymi maszy-nami ruchomymi” (non-road mobile machinery). Zgodnie z definicją do „niedrogowych maszyn ru-chomych” zaliczano maszyny ruchome (nie tylko sa-mobieżne), ruchome wyposażenie przemysłowe i po-jazdy nieprzeznaczone do transportu osób i ładunków na drogach, wyposażone w silniki spalinowe. Zakre-sem stosowania dyrektywy podstawowej 97/68/WE objęto silniki ZS, mające moc maksymalną nie mniej-szą niż 18 kW, lecz nieprzekraczającą 560 kW, pracu-jące przy zmiennej prędkości obrotowej. Do tych po-jazdów i maszyn należały między innymi:

– przemysłowe urządzenia wiertnicze, – urządzenia budowlane, w tym ładowarki koło-

we, spycharki, ciągniki gąsienicowe, ładowarki gąsienicowe, pozadrogowe samochody cięża-rowe, koparki hydrauliczne itd.,

– urządzenia rolnicze, rotacyjne maszyny do uprawy roli,

– urządzenia stosowane w gospodarce leśnej, – samojezdne pojazdy rolnicze (z wyjątkiem

ciągników rolniczych), – urządzenia do naprawy dróg (równiarki silni-

kowe, walce drogowe, równiarki do asfaltu itp.), – pojazdy do odśnieżania dróg, – urządzenia do wspomagania naziemnego na

lotniskach,

Parametr Parameter

Węgiel Carbon

Popiół Ash

Związki organiczne Organic compounds

Związki kwasowe Acidic compounds

Forma Form

części stałe, związki nieulotne

solids, non-volatile compounds

części stałe, związki nieulotne

solids, non-volatile compounds

ciecz, związki lotne

liquid, volatile compounds

ciecz, związki lotne

liquid, volatile compounds

Wymiar [nm] Dimension [nm]

30–150 2–10 2–30 2–30

Gęstość [g/cm3] Density [g/cm3]

1,8–1,9 2,6 0,8–0,9 1,1

Skład [%] Composition [%]

• C: 85–98,5 • O: 0,4–14 • H: 0,3–1,5

• CaSO4: ok. 90 • Ca(PO4)n: ok. 5

• paliwo: > 60 • olej (ciecz): < 5 • olej (gaz): < 10

H2SO4 ? 7H2O

Toksyczność Toxicity

tak yes

nie no

tak/nie yes/no

nie no

Udział [%] Percentage – silniki Stage III – dane literaturowe – Stage III engines – literature data

74 41

4

13

21 32

1

14

6


kW, operating at variable rotation speeds. These vehicles and machines included, among others:

– industrial drilling equipment; – construction equipment, including wheel

loaders, bulldozers, caterpillar tractors, crawler loaders, off-road trucks, hydraulic excavators, etc.;

– agricultural equipment, rotary tillage machines; – the devices designed for forestry; – self-propelled agricultural vehicles (except

agricultural tractors); – road repair equipment (motor graders, road

rollers, asphalt graders, etc.); – snow clearing vehicles; – ground support equipment at the airports; – mobile cranes. According to the terminology used in Poland [25,

26], the above-mentioned vehicles and machines are recognized as special and low-speed vehicles. Special vehicle engines were approved according to the Di-rectives 88/77/EC [25] and 2005/55/EC [26]. The Directive 2004/26/EC [27] amending the 97/68/EC [24] significantly expanded the term “non-road mo-bile machinery” and the scope of use of these ma-chines. This directive is currently in force and covers the engines:

– CI diesel engines designed for vehicles and machines, having maximum power of not less than 19 kW, but not exceeding 560 kW, operat-ing at variable rotational speed;

– CI diesel engines designed for vehicles and machines, having maximum power of not less than 19 kW, but not exceeding 560 kW, operat-ing at a constant rotational speed;

– SI engines fueled with petrol, intended for ma-chines and equipment, having maximum power not exceeding 19 kW;

– CI diesel engines for diesel locomotives and railway motor coaches;

– CI diesel engines designed for inland waterway vessels.

Agricultural tractors are not referred to in the Di-rective 97/68/EC as in the EU system they are cov-ered by other legal regulations. According to the Di-rective 97/68/EC the approval may be granted for an engine type or for an engine family. The definition of the engine type and family is similar to the definition related to the engines of heavy vehicles belonging to M and N categories. The following tests of the low-speed vehicles are required by the Directive 97/68/EC:

– stationary test of NRSC (non-road stationary cycle) emission;

– dynamic test of NRTC (non-road transient cy-cle) emission;

– durability test. The agreed requirements relate to:

– dźwigi ruchome. W terminologii stosowanej w Polsce [25, 26] wyżej

wymienione pojazdy i maszyny zalicza się do pojaz-dów specjalnych i wolnobieżnych. Silniki pojazdów specjalnych homologowano według dyrektyw 88/77/WE [25] i 2005/55/WE [26]. W dyrektywie 2004/26/WE [27], nowelizującej 97/68/WE [24] znacznie rozszerzono termin „niedrogowe maszyny ruchome” i zakres stosowania tych maszyn. Dyrekty-wa ta obowiązuje obecnie i są nią objęte silniki:

– ZS zasilane olejem napędowym, przeznaczone do pojazdów i maszyn, mające moc maksymal-ną nie mniejszą niż 19 kW, lecz nieprzekracza-jącą 560 kW, pracujące przy zmiennej prędko-ści obrotowej,

– ZS zasilane olejem napędowym, przeznaczone do maszyn, mające moc maksymalną nie mniej-szą niż 19 kW, lecz nieprzekraczającą 560 kW, pracujące przy stałej prędkości obrotowej,

– ZI zasilane benzyną, przeznaczone do maszyn i urządzeń, mające moc maksymalną nieprzekra-czającą 19 kW,

– ZS zasilane olejem napędowym przeznaczone do lokomotyw spalinowych i kolejowych wa-gonów spalinowych,

– ZS zasilane olejem napędowym, przeznaczone do jednostek pływających żeglugi śródlądowej.

Dyrektywą 97/68/WE nie objęto ciągników rolni-czych, dla których w systemie UE obowiązują od-dzielne akty prawne. Zgodnie z dyrektywą 97/68/WE homologacja może być udzielona dla typu silników lub dla rodziny silników. Definicja typu i rodziny jest podobna do definicji dla silników pojazdów ciężkich kategorii M i N. W dyrektywie 97/68/WE ustalono dla pojazdów wolnobieżnych następujące testy:

– stacjonarny emisji zanieczyszczeń NRSC (non-road stationary cycle),

– dynamiczny emisji zanieczyszczeń NRTC (non-road transient cycle),

– próbę trwałości. Ustalone wymagania dotyczą: – emisji zanieczyszczeń gazowych (CO, HC,

NOx, HC + NOx), – emisji cząstek stałych. Zasady badań i metoda pomiaru emisji w testach

stacjonarnym i dynamicznym są zbliżone do występu-jących w ich odpowiednikach dla silników pojazdów ciężkich kategorii M i N. Badania są prowadzone na silnikowym stanowisku dynamometrycznym. Różnice są przede wszystkim w cyklach pracy silnika. Należy podkreślić, że cykle te nie są reprezentatywne dla ru-chu pojazdów wolnobieżnych na drodze. Ustalono je jako średnie dla maszyn roboczych o różnym zastoso-waniu. Cykl stacjonarny NRSC pokazano na rys. 6, a cykl NRTC – na rys. 7 (cykl znormalizowany podob-nie jak ETC). W teście dynamicznym wykonuje się dwa pomiary: pierwszy po rozruchu nienagrzanego

7


– emission of gaseous pollutants (CO, HC, NOx, HC + NOx)

– particulate matter emission. The test principles and the method of emission

measurement during stationary and dynamic tests are similar to those agreed for their equivalents for the engines of heavy vehicles of categories M and N. The tests are carried out on an engine dynamometer. The differences consist, first of all, in the engine work cycles. It should be noticed that the cycles are not representative for low-speed vehicles moving on the road. They were determined as average values for working machines of various applications. The NRSC stationary cycle is shown in Fig. 6, while the NRTC cycle in Fig. 7 (standard cycle similar to the ETC). During the dynamic test two measurements trials are made: the first one after start of an engine not warmed up, while the second one – 20 min after stopping the engine in the first cycle, i.e. after starting a warmed up engine. The weighted average of these two meas-urements is considered as a final result, with the weight factors equal to 0.1 for the first measurement and 0.9 for the second one. The Directive 97/68/EC determines five levels of the pollutant emission re-quirements, referred to as the stages, denoted as I, II, IIIA, IIIB and IV. At each stage the engines were divided into classes depending on the maximum power. The allowable values at each stage and their effective dates depend on the engine class. The basic directive 97/68/EC imposed two requirement stages, denoted as I and II, for the low-speed vehicles. The stage I (classes A, B, C) was applied for CI engines with a maximum net power from 37 to 560 kW. In case of the stage II (classes D, E, F, G) the minimum power was reduced to 18 kW. The allowed values have been reduced, especially for NOx (by 24-35%) and PM (by 53-63%). The tests in both stages were carried out only according to the NRSC routine. The Directive 2004/26/EC, amending the 97/68/EC, im-plemented three new requirement stages, denoted by IIIA, IIIB and IV (Table 3). In case of the low-speed vehicles it is applied for CI engines with a maximum net power of 19 to 560 kW. The minimum power has been increased from 18 to 19 kW in order to unify the Directive with the US regulations. The test principles are as follows:

– At the IIIA stage the NRSC test is used, both for measurement of the emission of gaseous pollutants and solid particulate matter. The NRTC test is applied at the manufacturer's request.

– At the IIIB stage the NRSC test is used for measurement of the emission of gaseous pol-lutants, while the NRTC test for measurement of solid particulate emission. The NRTC test is also applied for measurement of the emis-sion of gaseous pollutants at the manufac

silnika, natomiast drugi – 20 min po zatrzymaniu sil-nika w cyklu pierwszym, a więc po rozruchu nagrza-nego silnika. Jako wynik końcowy przyjmuje się śred-nią ważoną z tych dwóch pomiarów, przy czym współczynniki udziału wynoszą: 0,1 dla pomiaru pierwszego i 0,9 dla drugiego. W dyrektywie 97/68/WE ustalono pięć poziomów wymagań odno-śnie do emisji zanieczyszczeń zwanych etapami, ozna-czonych I, II, IIIA, IIIB i IV. W każdym z etapów silniki podzielono na klasy w zależności od mocy maksymalnej. Wartości dopuszczalne w każdym z etapów i daty ich obowiązywania zależą od klasy silni-ka. W dyrektywie podstawowej 97/68/WE dla silni-ków pojazdów wolnobieżnych ustalono dwa etapy wymagań oznaczone I i II. Etap I (klasy A, B, C) sto-sowano do silników ZS o mocy maksymalnej netto od 37 do 560 kW. W etapie II (klasy D, E, F, G) mini-malną moc zmniejszono do 18 kW. Wartości dopusz-czalne obniżono, szczególnie dla NOx (o 24–35%) i PM (o 53–63%). Badania w obu etapach prowadzono tylko w teście NRSC. W dyrektywie 2004/26/WE, nowelizującej 97/68/WE, wprowadzono trzy nowe etapy wymagań oznaczone IIIA, IIIB i IV (tab. 3). Dla pojazdów wolnobieżnych stosuje się ją do silników ZS o mocy maksymalnej netto od 19 do 560 kW. Moc minimalną zwiększono z 18 do 19 kW w celu unifikacji z przepisami amerykańskimi. Zasady badań są następu-jące:

– w etapie IIIA stosuje się test NRSC zarówno do pomiaru emisji zanieczyszczeń gazowych, jak i cząstek stałych; na wniosek producenta stosuje się test NRTC,

– w etapie IIIB stosuje się test NRSC do pomiaru emisji zanieczyszczeń gazowych, a test NRTC do pomiaru emisji cząstek stałych; na wniosek producenta stosuje się test NRTC także do po-miaru emisji zanieczyszczeń gazowych,

– w etapie IV stosuje się test NRSC do pomiaru emisji zanieczyszczeń gazowych, a test NRTC do pomiaru emisji cząstek stałych; na wniosek producenta stosuje się test NRTC także do po-miaru emisji zanieczyszczeń gazowych.

Pomiary emisji powinny być przeprowadzone co najmniej na początku próby trwałości po dotarciu sil-nika i na jej końcu. Stosuje się dwa rodzaje współ-czynników pogorszenia emisji DF: addytywne – okre-ślone jako różnica wyników pomiarów na końcu i na początku próby; współczynniki te dodaje się do warto-ści emisji zmierzonej w odpowiednim teście oraz mul-tiplikatywne – określone jako stosunek wyników po-miarów na końcu i na początku próby; wartości zmie-rzone emisji w odpowiednim teście są mnożone przez te współczynniki. Jeśli współczynnik addytywny nie przekracza 0 lub multiplikatywny 1, to nie prowadzi się korekty wartości zmierzonych w etapach IIIA, IIIB i IV. Współczynniki multiplikatywne określa się, gdy silnik jest wyposażony w urządzenia do ograniczenia

8


turer's request. – At the IV stage the NRSC test is used for

measurement of the emission of gaseous pol-lutants, while the NRTC test for measurement of solid particulate emission. The NRTC test is also applied for measurement of the emis-sion of gaseous pollutants at the manufac-turer's request.

emisji w układzie wylotowym (reaktor katalityczny, wtrysk powietrza do układu wylotowego, filtr cząstek stałych), natomiast addytywne, gdy taki układ nie jest stosowany.

0 20 40 60 0 100 n/nmax [%]

100

80

60

40

20

0

10%

5

4

6

7

8

3

2

1

15%

10%

10% 15%

15%

10%

M o /M

o max

[%]

Rys. 6. Cykl 8-fazowy NRSC (liczby przy danym punkcie pomiarowym oznaczają numer fazy i współczynnik udziału danej

fazy w %)

Fig. 6. 8-phase NRSC cycle (the numbers nearby the measurement points denote the phase numbers and percent coefficients of the

phase share)

Rys. 7. Znormalizowany cykl dynamiczny NRTC [28] Fig. 7. Normalized dynamic cycle NRTC [28]

Tablica 3. Wartości dopuszczalne emisji jednostkowej zanieczyszczeń w [g/(kWh)] dla etapu IIIB Table 3. Limit values of unit emission of pollutants in [g/(kWh)] for the IIIB stage

Data obowiązywania NTA/ANR

Effective date of NTA/ANR

Wartość dopuszczalna emisji jednostkowej

Limit value of unit emission

Klasa

Class

Moc netto

Net power Ne [kW]

dla pojazdów wolnobieżnych

for low-speed vehicles (dyrektywa/directive

97/68/WE)

dla ciągników rolniczych

for agricultural tractors (dyrektywa/directive

2000/25/WE)

CO HC NOx PM

L 130 ≤ Ne ≤ 560 1.01.2010/1.01.2011 1.01.2010/1.01.2011 3,5 0,19 2,0 0,025

M 75 ≤ Ne < 130 1.01.2011/1.01.2012 1.01.2011/1.01.2012 5,0 0,19 3,3 0,025

N 56 ≤ Ne < 75 1.01.2011/1.01.2012 1.01.2011/1.01.2012 5,0 0,19 3,3 0,025 P 37 ≤ Ne < 56 1.01.2012/1.01.2013 1.01.2012/1.01.2013 5,0 4,7 0,025

Q 130 ≤ Ne ≤ 560 1.01.2013/1.01.2014 1.01.2013/1.01.2014 3,5 0,19 0,4 0,025

R 56 ≤ Ne < 130 1.01.2014/1.01.2015 1.10.2013/1.10.2014 5,0 0,19 0,4 0,025

Klasy silników w poszczególnych etapach: etap IIIB: L, M, N, P oraz etap IV: Q, R. The engine classes in particular stages : the IIIB stage: L, M, N, P and IV stage: Q, R.

The emission should be measured at least at the

beginning of the durability test after running-in of the engine and at the end of the test. Two types of the DF emission deterioration factors are used. The additive factor is defined as a difference between the measurement results at the end and at the beginning of the test. These factors are added to the emission value measured in the relevant test. In contrast, the multiplicative factor is defined as the ratio of the

W rozporządzeniu 2016/1628 [29], dotyczącym limitów emisji z pojazdów pozadrogowych (zmieniającym rozporządzenia 1024/2012 [30] i 167/2013 [31] oraz uchylające dyrektywę 97/68/WE), wprowadzono następujące kategorie silników: – NRE – silniki do maszyn mobilnych niepo-

ruszających się po drogach; są to silniki o mocy netto mniejszej niż 560 kW stosowane zamiast silników kategorii IWP, IWA, RLL lub RLR,

9

15%


measurement results at the end and at the beginning of the test. The emission values measured in the rele-vant test are multiplied by these coefficients. If the additive factor does not exceed 0 or the multiplicative one does not exceed 1, the correction of the values measured in the stages IIIA, IIIB and IV is omitted. The multiplicative factors are determined if the en-gine is equipped with the devices reducing the emis-sion in the exhaust system (catalytic converter, air injection into the exhaust system, diesel particulate filter), while the additive factors - when such a system is not used.

The Regulation 2016/1628 [29] related to the emission limits from non-road vehicles (amending the Regulations 1024/2012 [30] and 167/2013 [31] and repealing the Directive 97/68/EC) specified the fol-lowing engine categories:

– NRE – the engines for non-road mobile ma-chines; these engines have a net power of less than 560 kW and are used instead of the en-gines of IWP, IWA, RLL or RLR categories;

– NRG - engines having net power above 560 kW, intended for the generating sets;

– NRSh – SI engines for hand-held machines, having net power below 19 kW;

– NRS - SI engines having net power below 56 kW, not covered by the NRSh category;

– IWP – the engines intended for use in inland waterway vessels, designed for direct or indi-rect propulsion, having net power of at least 19 kW;

– NRG – silniki o mocy netto ponad 560 kW przeznaczone do zespołów prądotwórczych,

– NRSh – silniki ZI przeznaczone do maszyn ręcznych o mocy netto mniejszej niż 19 kW,

– NRS – silniki ZI o mocy netto mniejszej niż 56 kW nieobjęte kategorią NRSh,

– IWP – silniki do użytku w statkach żeglugi śródlądowej, przeznaczone do bezpośredniego lub pośredniego napędu, o mocy netto co naj-mniej 19 kW,

– IWA – silniki pomocnicze na statkach żeglugi śródlądowej o mocy netto większej niż 19 kW,

– RLL – silniki do napędu lokomotyw, – RLR – silniki do użytku w wagonach silniko-

wych, do ich napędu; silniki używane zamiast silników etapu V (Wartości dopuszczalne emi-sji... patrz tab.4) z kategorii RLL,

– SMB – silniki ZI do użytku wyłącznie w skute-rach śnieżnych,

– ATS – silniki ZI do użytku w pojazdach tere-nowych.

Tablica 4. Wartości dopuszczalne emisji jednostkowej zanieczyszczeń w [g/kWh] dla etapu V

Table 4. Limit values of unit emission of pollutants in [g/(kWh)] for the V stage

Wartość dopuszczalna emisji jednostkowej

Limit value of unit emission

Kategoria

Category

Rodzaj silnika

Engine type

Moc netto

Net power Ne [kW]

Data obowiązywania NTA/ANR

Effective date of NTA/ANR

CO HC NOx PM PN

NRE-v/c-1a) ZS Ne < 8 1.01.2018/1.01.2019 8,0 7,5 0,4b) –

NRE-v/c-2 ZS 8 ≤ Ne < 19 1.01.2018/1.01.2019 6,6 7,5 0,4 –

NRE-v/c-3 ZS 19 ≤ Ne < 37 1.01.2018/1.01.2019 5,0 4,7 0,015 1x1012

NRE-v/c-4 ZS 37 ≤ Ne < 56 1.01.2018/1.01.2019 5,0 4,7 0,015 1x1012

NRE-v/c-5 wszystkie all 56 ≤ Ne < 130 1.01.2019/1.01.2020 5,0 0,19 0,4 0,015 1x1012

NRE-v/c-6 wszystkie 130 ≤ Ne ≤ 560 1.01.2018/1.01.2019 3,5 0,19 0,4 0,015 1x1012

NRE-v/c-7 wszystkie Ne > 560 1.01.2018/1.01.2019 3,5 0,19 3,5 0,045 –

NRG-v/c-1 wszystkie Ne > 560 1.01.2018/1.01.2019 3,5 0,19 0,67 0,035 –

RLL-v/c-1 wszystkie Ne > 0 1.01.2020/1.01.2021 3,5 4,0 0,025

RLR-v/c-1 wszystkie Ne > 0 1.01.2020/1.01.2021 3,5 0,19 2,0 0,015 1x1012

a) NRE-v1 – dotyczy silników o zmiennej prędkości obrotowej, a NRE-c1 – silników o stałej prędkości obrotowej NRE-v1 – applies to variable speed engines, NRE-c1 – applies to constant speed engines

b) PM = 0,6 g/kWh dla silników ZS DI uruchamianych ręcznie chłodzonych powietrzem PM = 0,6 g/kWh in case of CI DI the air-cooled engines started manually

W rozporządzeniu 2016/1628, zapisano, że pań-stwa członkowskie mogą udzielać homologacji typu UE i zezwalać na wprowadzanie na rynek silników kategorii RLL o maksymalnej mocy netto większej niż 2000 kW, które nie są zgodne z wartościami granicz-nymi emisji, a które są przeznaczone do montażu w lokomotywach poruszających się wyłącznie po odizo-lowanej technicznie sieci kolejowej o szerokości toru 1520 mm. Silniki takie muszą spełniać przynajmniej

10


wartości graniczne emisji, które takie silniki musiały spełniać przed wprowadzeniem na rynek na dzień 31.12.2011 r.

Dla poszczególnych kategorii silników przypisano cykle badawcze w zależności od tego czy silniki pra-cują przy stałej czy zmiennej prędkości obrotowej silnika (tab. 5). W zestawieniu podano również warto-ści okresu trwałości, który jest wymagany do określa-nia emisji podczas badań.

Kategoria

Category

Rodzaj silnika

Engine type

Moc netto

Net power Ne [kW]

Charakter prędkości obrotowej

Rotational speed type

Okres trwałości emisji [h]

Emission durability period

[h]

Cykl badawczy

Test cycle

NRE-v-1 ZS Ne < 8 zmienny/variable 3000 G2 lub C1

NRE-c-1 ZS Ne < 8 stały/constant 3000 D2 NRE-v-2 ZS 8 ≤ Ne < 19 zmienny 3000 C1 NRE-c-2 ZS 8 ≤ Ne < 19 stały 3000 D2

NRE-v-3 ZS 19 ≤ Ne < 37 zmienny 5000 C1 NRE-c-3 ZS 19 ≤ Ne < 37 stały 3000 D2 NRE-v-4 ZS 37 ≤Ne < 56 zmienny 8000 C1

NRE-c-4 ZS 37 ≤ Ne < 56 stały 8000 D2 NRE-v-5 wszystkie/all 56 ≤ Ne < 130 zmienny 8000 C1 NRE-c-5 wszystkie 56 ≤ Ne < 130 stały 8000 D2

NRE-v-6 wszystkie 130 ≤ Ne ≤ 560 zmienny 8000 C1 NRE-c-6 wszystkie 130 ≤ Ne ≤ 560 stały 8000 D2

NRE-v-7 wszystkie Ne > 560 zmienny 8000 C1 NRE-c-7 wszystkie Ne > 560 stały 8000 D2

NRG-v-1 wszystkie Ne > 560 zmienny 8000 C1

NRG-c-1 wszystkie Ne > 560 stały 8000 D2 RLL-v-1 wszystkie Ne > 0 zmienny 10 000 F RLL-c-1 wszystkie Ne > 0 stały 10 000 D2

RLR-v-1 wszystkie Ne > 0 zmienny 10 000 C1 RLR-c-1 wszystkie Ne > 0 stały 10 000 D2

Tablica 5. Cykle badawcze przypisane poszczególnych kategorii silników – etap V oraz okres trwałości emisji [29]

Table 5. Test cycles assigned to particular engine categories – the V stage and the emission durability period [29]

The Regulation 2016/1628 stipulated that Member States may grant EU-type approval and allow to in-troduce to the market the RLL engines with a maxi-mum net power above 2000 kW, not complying with the emission limit values and intended for installation in locomotives running only on technically separated rail network with 1520 mm track gauge. Such engines must meet at least the emission limits required before their introduction to the market as at 31/12/2011.

The test cycles have been assigned to particular engine categories depending on whether the engine operates at constant or variable speed (Table 5). The list specifies also the durability period values that is necessary in order to determine the emissions during the tests.

Dla pojazdów o zastosowaniach pozadrogowych obowiązują testy dla grupy silników podlegających testowi ISO 8178-C1, D2, F oraz G2 (rys. 8). Testy są jednakowe dla przepisów europejskich oraz amerykań-skich.

4. PODSUMOWANIE

Konieczność ochrony środowiska stała się czynni-kiem mającym bezpośredni wpływ na konstrukcję silników współczesnych pojazdów. Determinantem ich rozwoju, a równocześnie wyznacznikiem postępu technicznego w tej dziedzinie, jest zgodność z przepi-sami dotyczącymi emisji spalin. Do najbardziej niepo-żądanych związków spalin silnikowych należą cząstki

11

– IWA - auxiliary engines on inland waterway vessels, having net power above 19 kW;

– RLL – the locomotive engines; - RLR – driving engines of railway motor

coaches, used instead of the stage V (Limit values of unit emission … tab.4) engines of the RLL category;

– SMB – SI engines for use only in snowmobiles;

– ATS – SI engines for use in off-road vehicles.


stałe i tlenki azotu. Jednoczesne zmniejszenie zawar-tości tych dwóch związków jest zadaniem bardzo trudnym ze względu na ich przeciwstawne właściwo-ści.

In case of the non-road vehicles the tests for the engine group subjected to the ISO 8178-C1, D2, F and G2 tests are obligatory (Fig. 8). These tests are equal in the European and American regulations.

0 20 40 60 80 100 Prędkość obrotowa [%]

100

80

60

40

20

0

Obc

iąże

nie/

Load

[%M

omax

]

8 15%

1 15%

2 15%

3 15%

4 10%

5 10%

6 10%

7 10%

2

1 5%

0 20 40 60 80 100 Prędkość obrotowa [%]

100

80

60

40

20

0

Obc

iąże

nie/

Load

[%M

omax

] 25%

5 10%

4 30%

3 30%

1

0 20 40 60 80 100 Prędkość obrotowa/Rotational speed [% nmax]

100

80

60

40

20

0

Obc

iąże

nie/

Load

[%M

omax

]

3 60%

2

25%

15%

2

1 9%

0 20 40 60 80 100 Prędkość obrotowa/Rotational speed [% nmax]

100

80

60

40

20

0

Obc

iąże

nie/

Load

[%M

omax

] 20%

5 7%

6 5%

4 30%

3 29%

Rys. 8. Schematy testów ISO 8178: C1, D2, F, G2 do badań silników o zastosowaniach pozadrogowych

Fig. 8. Schemes of the ISO 8178: C1, D2, F, G2 tests applied to the engines of non-road vehicles

4. Summary The need to protect the environment has become a

factor directly affecting the design of the engines of modern vehicle. Compliance with the regulations concerning the exhaust emission is a determinant of development of these devices and, concomitantly, illustrates the technical progress in this field. Among the most undesirable engine exhaust compounds there are the particulates and nitrogen oxides. Simultaneous reduction of the content of these two compounds is very difficult, because of their opposing properties.

The new requirements regarding emission of harmful compounds from non-road vehicles (inclu-sive of the locomotives) imposed the obligation to determine not only the mass of the emitted particles (determined by gravimetric method by measuring the mass of the particles deposited on the filters of the sampling set which collects the exhaust gases from the dilution tunnel), but also the number of solid par-ticles in the range of their diameters 23-300 nm by the

Nowe wymagania dotyczące badania emisji związ-ków szkodliwych z pojazdów pozadrogowych (w tym lokomotyw) wprowadziły obowiązek określania nie tylko masy emitowanych cząstek, którą określa się metodą wagową przez pomiar masy cząstek osadzo-nych na filtrach zestawu próbkującego, pobierającego spaliny z tunelu rozcieńczającego, ale także liczby cząstek stałych w testach C1 i D2 w przedziale ich średnic 23–300 nm dla kategorii pojazdów RLR. Po-miar liczby cząstek stałych w spalinach lokomotyw wyposażonych w filtry cząstek stałych jest o wiele bardziej dokładny niż pomiar masy emitowanych czą-stek, ze względu na trudności z dokładnym określe-niem bardzo małych wartości masy cząstek. Charakte-ryzuje go przy tym większa powtarzalność pomiarów przy małych wartościach emisji cząstek stałych.

12


C1 and D2 tests carried out for the RLR vehicle cate-gory. Measurement of the number of solid particles in the exhaust of locomotives provided with particulate filters is much more accurate than measurement of their mass, since precise measurement of very small mass is difficult. Repeatability of this measurement is much better at low particulate emission.

BIBLIOGRAPHY / BIBLIOGRAFIA

[1] Schwela D., Morawska L., Kotzias D.: Guidelines for concentration and exposure-response measurement of fine and ultrafine particulate matter for use in epidemiological studies. European Commission, World Health Organization, 2002.

[2] World Health Organization (WHO). Health effects of transport-related air pollution. Geneva 2005. [3] Dockery D.W., Pope C.A., Xu X., Spengler J.D., Ware J.H., Fay M.E., Ferris B.G., Speizer F.E.: An association

between air pollution and mortality in six U.S. cities. N. Engl. J. Med., Vol. 329, No. 24, 1993. [4] Vedal S.: Ambient particles and health: lines that divide. Journal of the Air and Waste Management Association,

Vol. 47, 1997. [5] Merkisz J., Pielecha J., Radzimirski S.: Emisja zanieczyszczeń ze źródeł motoryzacyjnych w świetle nowych prze-

pisów Unii Europejskiej. WKŁ, Warszawa 2012. [6] Merkisz J:, Wpływ motoryzacji na skażenie środowiska naturalnego. Wydawnictwo Politechniki Poznańskiej,

Poznań 1993. [7] AVL Partikelseminar. Graz, 10–12.11.1993. [8] Fritz O.: GDI engine development according EU 6. AVL Seminar, Graz 2012. [9] Merkisz J.: Ekologiczne aspekty stosowania silników spalinowych. Wydawnictwo Politechniki Poznańskiej, Po-

znań 1995. [10] Merkisz J.: Pewne uwagi o emisji cząstek stałych w silnikach ZS. Ekonomiczne i ekologiczne aspekty rozwoju

pojazdów samochodowych i silników spalinowych, Konmot, tom 3. Silniki spalinowe. Ekologia, paliwa alterna-tywne, eksploatacja, Kraków–Raba Niżna 1994.

[11] Estwood P.: Particle emissions from vehicles. John Wiley and Sons, Chichester 2008. [12] Mayer A.: Elimination of engine generated nanoparticles. Haus der Technik Fachbuch, Expert Verlag, Renningen

2005. [13] Bischof O.F., Horn H.-G.: Zwei Online-Messkonzepte zur physikalischen Charakterisierung ultrafeiner Partikel

in Motorabgasen am Beispiel von Diesel-emissionen. Motortechnische Zeitschrift, No. 4, 1999. [14] Merkisz J.: Emisja cząstek stałych przez silniki spalinowe o zapłonie samoczynnym. Wybrane zagadnienia. Wy-

dawnictwo Politechniki Poznańskiej, Poznań 1997. [15] Gruber M., Klawatsch D.: Influence of motor parameters and fuel quality on particulate emissions. Vehicle Sys-

tems Technology for the Next Century. European Automotive Congress, Barcelona 30.06–2.07.1999. [16] Kittelson D.B.: Engines and nanoparticles: a review. J. Aerosol. Sci., Vol. 29, 1998. [17] Kittelson D.B., McMurry P., Park K., Sakurai H., Tobias H., Ziemann P.: Chemical and physical characteristics

of diesel aerosol. Cambridge Particle Conference, 2002. [18] Brook R.D., Franklin B., Cascio W., Hong Y., Howard G., Lipsett M., Luepker R., Mittleman M., Samet J., Smith

S.C., Tager I.: Air pollution and cardiovascular disease. Circulation, Vol. 109, 2004. [19] Kittelson D.B., Arnold M., Watts W.F.: Review of diesel particulate matter sampling methods. Mineapolis 1999. [20] Hinds W.C.: Aerosol technology. John Wiley and Sons, New York 1998. [21] Fritz O.: GDI engine development according EU 6. AVL Seminar, Graz 2012. [22] Voltz M.: Potential of fuels and lubricants in reducing particle emissions. Elimination of Engine Generated

Nanoparticles. Mayer A. (red.), Haus der Technik, Expert Verlag, Renningen 2005. [23] Pielecha J.: Analysis of particle emission and smoke measurements in stationary cycles. PTNSS Kongres 2007;

The Development of Combustion Engines, Cracow 20–23.05.2007. [24] Directive 97/68/EC of the European Parliament and of the Council of 16 December 1997 on the approximation of

the laws of the Member States relating to measures against the emission of gaseous and particulate pollutants from internal combustion engines to be installed in non-road mobile machinery. OJ L 59/1, 27.2.1998.

[25] Council Directive 88/77/EEC of 3 December 1987 on the approximation of the laws of the Member States relat-ing to measures to be taken against the emission of gaseous pollutants from diesel engines for use in vehicles. OJ L36, 09.02.88.

13


[26] Directive 2005/55/EC of the European Parliament and of the Council of 28 September 2005 on the approximation of the laws of the Member States relating to measures to be taken against the emission of gaseous and particulate pollutants from compression-ignition engines for use in vehicles, and the emission of gaseous pollutants from positive-ignition engines fueled with natural gas or liquefied petroleum gas for use in vehicles. OJ L 275, 20.10.2005.

[27] Dyrektywa 2004/26/WE Parlamentu Europejskiego i Rady z dnia 21 kwietnia 2004 zmieniająca dyrektywę 97/68/WE w sprawie zbliżenia ustawodawstw Państw Członkowskich odnoszących się do środków dotyczących ograniczenia emisji zanieczyszczeń gazowych i pyłowych z silników spalinowych montowanych w maszynach samojezdnych nieporuszających się po drogach. Dziennik Urzędowy Unii Europejskiej L146/1.

[28] Worldwide harmonized heavy duty emissions certification procedure. Exhaust Emissions Measurement ISO Summary report. Geneva 14.01.2003.

[29] Rozporządzenie Parlamentu Europejskiego i Rady (UE) 2016/1628 z dnia 14 września 2016 r. w sprawie wymogów dotyczących wartości granicznych emisji zanieczyszczeń gazowych i pyłowych oraz homologacji typu w odniesieniu do silników spalinowych wewnętrznego spalania przeznaczonych do maszyn mobilnych nieporuszających się po drogach, zmieniające rozporządzenia (UE) nr 1024/2012 i (UE) nr 167/2013 oraz zmieniające i uchylające dyrektywę 97/68/WE.

[30] Rozporządzenie Parlamentu Europejskiego i Rady (UE) nr 1024/2012 z dnia 25 października 2012 r. w sprawie współpracy administracyjnej za pośrednictwem systemu wymiany informacji na rynku wewnętrznym i uchylające decyzję Komisji 2008/49/W.

[31] Rozporządzenie Parlamentu Europejskiego i Rady (UE) nr 167/2013 z dnia 5 lutego 2013 r. w sprawie homologacji i nadzoru rynku pojazdów rolniczych i leśnych.

14


dr hab. inż. Marian Medwid, prof. Instytutu dr inż. Paweł Daszkiewicz dr inż. Jarosław Czerwiński mgr inż. Wojciech Jakuszko Łukasiewicz – Instytut Pojazdów Szynowych „TABOR” mgr inż. Emil Kazimierczak CLAAS Polska

Ciągnik szynowo-drogowy z napędem spalinowo-elektrycznym

Rail-road tractor with diesel-electric drive

The paper presents the results of preliminary research works carried out in the ŁUKASIEWICZ Research Network - Rail Vehicles Institute "TABOR" in cooperation with CLAAS Polska on the development of a rail-road tractor concept for maneuvering works with the rolling stock in the open area and the closed spaces (maintenance and repair halls). As a result of the theoretical and design analyses, the concept of a two-drive (diesel-electric) rail-road tractor was devel-oped. The general concept of the mechanical part of the tractor designed based on the mass-produced CLAAS ARION 610 tractor is shown. The variant solutions of electric drive of rail axles and braking systems of the vehicle are presented.

W opracowaniu zaprezentowano wyniki wstępnych prac badawczych prowadzonych w Sieci Badawczej Łukasiewicz - Instytut Pojazdów Szynowych „TABOR” we współpracy z CLAAS Polska nad opracowaniem koncepcji ciągnika szynowo-drogowego do prowadzenia prac ma-newrowych z taborem kolejowym w terenie otwartym i pomieszczeniach zamkniętych (halach remontowo-naprawczych). W efekcie prowadzonych analiz teoretycznych i projektowych opra-cowano koncepcję dwunapędowego (spalinowo-elektrycznego) ciągnika szynowo-drogowego. Zaprezentowano ogólną koncepcję części mechanicznej ciągnika zaprojektowanego na bazie seryjnie produkowanego ciągnika CLAAS ARION 610. Przedstawiono wariantowe rozwiązania napędu elektrycznego osi szynowych oraz układów hamulcowych pojazdu.

1. Introduction The Rail Vehicles Institute "TABOR" (cur-rently in the ŁUKASIEWICZ Research Network structure) is a contractor of rail-road vehicles, includ-ing tractors for maneuvering works on the railway sidings. The made rail-road tractors are built based on mass-produced agricultural tractors. The first genera-tion of tractors was created on URSUS tractors in several its variants. The next generation is based on the tractor produced by CRYSTAL TRAKTOR com-pany. Currently produced rail-road tractors are based on the reliable CLAAS ARION 610 tractor that meets the current applied regulations regarding the exhaust gas purity and comfort of operator's work. Currently, in the European Union countries for the diesel engines used in NRMM (Non-Road Mobile Machinery) vehi-cles, the tests are carried out in accordance with the procedure for two test cycles. The NRSC (Non-Road Stationary Cycle) test is a stationary cycle used to measure the gaseous compounds and particles. It is carried out in standards of Stage I-IV standards for engines with self-ignition whose the range of net power is in the range of 19 kW ≤ P ≤ 560 kW. The

1. Wstęp Instytut Pojazdów Szynowych „TABOR” (obecnie w strukturze Sieć Badawcza Łukasiewicz) jest wykonawcą pojazdów szynowo-drogowych, w tym ciągników do prowadzenia prac manewrowych na bocznicach kolejowych [4]. Wykonane ciągniki szy-nowo-drogowe są budowane na bazie seryjnie produ-kowanych ciągników rolniczych. Pierwsza generacją ciągników powstała na ciągnikach URSUS w kilku jego odmianach. Następna generacja na bazie ciągnika wytwarzanego w firmie CRYSTAL TRAKTOR. Obecnie produkowane ciągniki szynowo-drogowe bazują na niezawodnym ciągniku CLAAS ARION 610 spełniającym aktualnie obowiązujące przepisy dotyczące czystości spalin oraz komfortu pracy opera-tora. Aktualnie w krajach Unii Europejskiej dla silni-ków spalinowych użytkowanych w pojazdach NRMM (Non-Road Mobile Machinery) badania przeprowa-dzane są zgodnie z procedurą dla dwóch cykli testo-wych. Test NRSC (Non-Road Stationary Cycle), to stacjonarny cykl, stosowany do pomiarów gazowych związków oraz cząstek stałych. Przeprowadza się go w standardach norm Stage I–IV dla silników o zapło-nie samoczynnym, których zakres mocy netto mieści

15


detailed method of conducting the test cycle of vehicle is defined in Directive 2004/26/EC. The nonstationary NRTC cycle (Non-Road Transient Cycle) is used to measure the gaseous compounds and particles, for the driving units complying with Stage IIIB and IV standards, engines with the self-ignition with the net power of 19 kW ≤ P ≤ 560 kW, working at the variable rotation speed. The measurement of concentration in the non-diluted exhaust gas by integration of signal of the exhaust gas analyzer for this test is carried out in accordance with the procedure described in Directive 2010/26 /EU [6-9]. IPS "TABOR" in the next generations of tractors introduced the improvements improving its traction parameters, movement safety on tracks and reliability of work. From the previous experiences of ŁUKASIEWICZ – Rail Vehicles Institute "TABOR" the demand of users for rail-road tractors results, which would be adapted to operation in the open areas and in the closed rooms - inspection and repair halls, where the tractor's drive with the diesel engine is harmful to the environment. The users of rolling stock, in particular the traction vehicles, are obliged to carry out the periodic inspections and repairs P1÷P5 specified in the Rolling Stock Maintenance Documentation. There is a need for frequent rolling of rolling stock (locomotives, traction units) into the halls. Due to the lack of power supply (contact line), the rolling stock must be moved using the special winches, diesel or electric (battery) auxiliary vehicles, most often with the rail-road tractors [10]. The traction parameters produced in the ŁUKASIEWICZ Research Network - Rail Vehicles Institute "TABOR" of CLAAS ARION tractors guarantee the maneuvers on the railway tracks with coupled wagons with a total weight of 1000 tons. For the maneuvering work the tractor reaches 45÷64 kN of tractive force. Such a large tractive force on the tractor's hook at an approximate own weight of 10 tons it is possible to obtain by the drive with tires mounted on the track rail heads. The coefficient of friction of rubber wheel - rail reaches up to 1 on the dry rails. Therefore, for light vehicles there is an advantage of the implementation of the tire-rail drive in relation to the drive of the steel wheel - rail, where the coefficient of friction reaches a maximum of 0.35 on the dry rails. Assuming that the transport inside of the hall concerns a maximum of several unloading wagons or one traction vehicle, a vehicle with less tractive force is sufficient. Therefore it is possible to implement the drive through the railway driving sys-tem of the tractor with the electric drive of steel guide rollers. The subject of this study is the presentation of the preliminary results of studied works on the develop-ment of the concept of a rail-road tractor with the die-

się w przedziale 19 kW ≤P ≤ 560 kW. Szczegółowy sposób przeprowadzania cyklu badawczego dla pojaz-dów zdefiniowany jest w dyrektywie 2004/26/WE. Niestacjonarny cykl NRTC (Non-Road Transient Cyc-le) jest wykorzystywany do pomiaru gazowych związków oraz cząstek stałych, dla jednostek napędo-wych spełniających normy Stage IIIB i IV, silników o zapłonie samoczynnym o mocy netto mieszczącego się w zakresie 19 kW ≤ P ≤≤ 560 kW, pracujących przy zmiennej prędkości obrotowej. Pomiar stężenia w spalinach nierozcieńczonych poprzez całkowanie sy-gnału analizatora spalin dla tego testu odbywa się zgodnie z procedurą opisaną w Dyrektywie 2010/26/UE [6-9]. IPS „TABOR” w kolejnych generacjach ciągników wprowadzał udoskonalenia poprawiające jego parame-try trakcyjne, bezpieczeństwo ruchu na torach oraz niezawodność pracy [3, 5]. Z dotychczasowych doświadczeń Łukasiewicz – IPS „TABOR” wynika zapotrzebowanie użytkowników na ciągniki szynowo-drogowe, które byłyby przystoso-wane do eksploatacji w terenie otwartym oraz w za-mkniętych pomieszczeniach – halach przeglądowo-naprawczych, gdzie napęd ciągnika silnikiem spali-nowym jest szkodliwy dla otoczenia. Użytkownicy taboru kolejowego, zwłaszcza pojazdów trakcyjnych są zobowiązani do prowadzenia przeglądów i napraw okresowych P1÷P5 określonych w Dokumentacji Sys-temu Utrzymania taboru. Zachodzi więc potrzeba częstego wtaczania taboru (lokomotyw, zespołów trakcyjnych) do hal. Ze względu na brak zasilania (sieci trakcyjnej), przemieszczanie taboru musi być realizowane za pomocą specjalnych wyciągarek, spa-linowych lub elektrycznych (akumulatorowych) po-jazdów pomocniczych, najczęściej za pomocą ciągni-ków szynowo-drogowych [10]. Parametry trakcyjne wytwarzanych w Sieci Badaw-czej Łukasiewicz – Instytut Pojazdów Szynowych „TABOR” ciągników CLAAS ARION gwarantują manewry na torach kolejowych z doczepionymi wa-gonami o łącznej masie 1000 ton [1, 2]. Do realizacji prac manewrowych ciągnik osiąga 45÷64 kN siły pociągowej. Tak duża siła pociągowa na haku ciągni-ka przy masie własnej około 10 ton jest możliwa do uzyskania przez napęd oponami posadowionymi na główkach szyn toru. Współczynnik tarcia koło gumo-we – szyna dochodzi do 1 na suchych szynach. Stąd dla lekkich pojazdów istnieje przewaga realizacji na-pędu opona-szyna w odniesieniu do napędu koło sta-lowe – szyna, gdzie współczynnik tarcia osiąga mak-symalnie wartość 0,35 na suchych szynach. Zakłada-jąc, że transport wewnątrz hali dotyczy maksymalnie kilku niezaładowanych wagonów lub jednego pojazdu trakcyjnego, wystarczy pojazd dysponujący mniejszą siłą pociągową. Możliwa jest więc realizacja napędu poprzez kolejowy układ jezdny ciągnika przy napędzie elektrycznym stalowych rolek prowadzących.

16


sel-electric drive adopted to operation in the open area and closed spaces.

The adopted design assumptions: Own weight of rail-road tractor - 10 200 kg (homolo-gated) Rail running gear system two rail axles - ( four guide rollers) Basic drive of tractor’s riding on the tracks -diesel engine Additional drive of tractor’s riding on the tracks - electric motor Supplying the electric motors - a set of lithium-ion batteries Maximum tractive force on the hook with diesel drive - 64 kN Maximum tractive force on the hook with electric drive - 10 kN Speed of movement with electric drive - 1÷3 km/h Maximum speed of tractor empty with diesel drive – 20 km/h Working time on the electric supply - minimum 0,5 hour. Supply voltage for electric motors - 200 V Maximum power of electric motors - 20 kW (4 motors of 5 kW each) Battery capacity - minimum 10 kWh Weight of coupled rolling stock maximum - 120 tons. Figures 1 and 2 present the concept of two-drive en-gine.

2. Presentation of the preliminary concept of tractor

Przedmiotem niniejszego opracowania jest prezentacja wyników wstępnych prac studialnych nad opracowa-niem koncepcji ciągnika szynowo-drogowego z napę-dem spalinowo-elektrycznym przystosowanym do eksploatacji w terenie otwartym oraz w pomieszcze-niach zamkniętych.

2. Prezentacja wstępnej koncepcji ciągnika Przyjęte założenia projektowe: Masa własna ciągnika szynowo-drogowego - 10 200 kg (homologowana) Szynowy układ jezdny dwie osie szynowe - (cztery Rolki) Podstawowy napęd jazdy ciągnika po torach - silnik spalinowy Dodatkowy napęd jazdy ciągnika po torach - silniki elektryczne Zasilanie silników elektrycznych - zespół baterii lito-wo-jonowych Maksymalna siła pociągowa na haku przy napędzie spalinowym - 64 kN Maksymalna siła pociągowa na haku przy napędzie elektrycznym - 10 kN Prędkość ruchu przy napędzie elektrycznym - 1÷3 km/h Maksymalna prędkość ciągnika luzem przy napędzie spalinowym - 20 km/h Czas pracy na zasilaniu elektrycznym - minimum 0,5 godz. Napięcie zasilania silników elektrycznych - 200 V Maksymalna moc silników elektrycznych - 20 kW (4 silniki po 5 kW) Pojemność baterii - minimum 10 kWh Masa doczepionego taboru - maksimum 120 ton. Na rysunkach 1 i 2 przedstawiono koncepcję dwuna-pędowego ciągnika.

Rys. 1. Widok ogólny ciągnika szynowo-drogowego z napędem spalinowo – elektrycznym

Rys. 2. Widok ogólny ciągnika szynowo-drogowego z napędem spalinowo - elektrycznym

Fig. 1. General view of a rail-road tractor with diesel - electric drive

Fig. 2. General view of a rail-road tractor with diesel - electric drive

Adaptację ciągnika do trakcji elektrycznej przeprowa-dzono w następujący sposób. Na dachu ciągnika umieszczono pakiet baterii 1, które zasilają silniki elektryczne 2 odpowiednio zabudowane na osiach szynowego układu jezdnego, które za pośrednictwem przekładni zębatej napędzają rolki prowadzące 3..

Adaptation of the tractor to electric traction was car-ried out as follows. On the roof of the tractor there is a battery package 1, which feeds the electric motors 2 adequately built on the axles of the rail running gear system, which drive the guide rollers 3 through the toothed gear. The control system 4 also allows riding and regenerative braking of the vehicle. To charge the

17


− tractor’s wheels ~ 8000kg, tractive force is 80 x 0,8 = 64 kN

− guide rollers ~ 2000kg, tractive force is 20 x 0,35 = 6 kN.

The distribution of masses per rollers of the rail running gear system during riding in the electric mode is: − guide rollers of the rail rear axle – 60 kN − guide rollers of the rail front axle – 40 kN. The maximum tractive force of tractor during riding in the electric mode is: 100 x 0,35 = 35 kN. It is a force that allows to pull a much larger number of wagons than the assumed in the study. The limitation may be the power of installed batteries and sizes of electric motors that drive the rail running gear systems. In the outside area, at the diesel drive it is used the tractive force realized between the tractor’s tires and track rails. The electric drive of the guide rollers can be used with the active diesel drive, especially at the start-up of the set of train wagons, increasing the tractor's tractive force. During riding of the empty tractor in the electric mode, the braking of the tractor is possible with the electric motors. It is also possible to use the friction block brakes mounted on the rollers guiding the rail running gear system or the disc brake on the shaft of the electric motor.

3. Rail running gear system The rail running gear system with the diesel engine only serves as driving the vehicle in the track, while at

Układ sterowania 4 umożliwia również jazdę oraz hamowanie odzyskowe pojazdu. Do ładowania baterii podczas jazdy z włączonym silnikiem spalinowym przewidziano alternator 5 napędzany od wałka WOM za pośrednictwem odpowiedniej przekładni. Zbiorniki powietrza 6 umieszczone obecnie na dachu kabiny zamontowano na odpowiedniej ramie 7 przymocowa-nej przegubowo do wsporników 8 i ramy 9. Przed przełączeniem ciągnika na tryb jazdy elektrycznej należy unieść ciągnik na siłownikach hydraulicznych 10 na wysokość do utraty kontaktu opon 11 i 12 z podłożem, aby cały ciężar ciągnika spoczywał na osiach szynowego układu jezdnego. Podczas jazdy w trybie elektrycznym nie pracuje sprę-żarka układu hamulcowego pociągu, należy więc za-pewnić odpowiedni zapas powietrza w instalacji ha-mulcowej ciągnika oraz pociągu na czas pracy ciągni-ka w pomieszczeniu zamkniętym. Rozkład mas przypadających na koła ciągnika i rolki prowadzące podczas jazdy w trybie spalinowym wy-nosi: − koła ciągnika ~ 8000kg, siła pociągowa wynosi

80 x 0,8 = 64 kN − rolki prowadzące ~ 2000kg, siła pociągowa wy-

nosi 20 x 0,35 = 6 kN. Rozkład mas przypadających na rolki szynowego układu jezdnego podczas jazdy w trybie elektrycznym wynosi: − rolki prowadzące tylnej osi szynowej – 60 kN − rolki prowadzące przedniej osi szynowej – 40 kN. Maks. siła pociągowa ciągnika podczas jazdy w trybie elektrycznym wynosi: 100 x 0,35 = 35 kN. Jest to siła, która pozwala pociągnąć dużo większą liczbę wagonów od założonej w opracowaniu. Ograni-czenie może stanowić moc zainstalowanych baterii oraz rozmiary silników elektrycznych napędzających szynowe układy jezdne. Na terenie zewnętrznym, przy napędzie spalinowym wykorzystana jest siła pociągowa realizowana między oponami ciągnika i szynami toru. Napęd elektryczny rolek prowadzących można wyko-rzystać przy działającym napędzie spalinowym, zwłaszcza przy rozruchu składu wagonów, zwiększa-jąc siłę pociągową ciągnika. Podczas jazdy ciągnika luzem w trybie elektrycznym hamowanie ciągnika jest możliwe silnikami elektrycz-nymi. Przewidziano również możliwość zastosowania ciernych hamulców klockowych zabudowanych na rolkach prowadzących szynowy układ jezdny lub ha-mulca tarczowego na wale silnika elektrycznego.

While riding in the electric mode the compressor of the train braking system does not work, so it must be provided the sufficient air supply in the braking sys-tem of tractor and train for the working time of the tractor in the closed room. The distribution of masses per tractor’s wheels and guide rollers during riding in the diesel mode is:

the electric power it carries out the drive of tractor driving while still keeping the role of the vehicle guiding team in the track.

3. Szynowy układ jezdny Szynowy układ jezdny przy napędzie spalinowym pełni jedynie funkcję prowadzenia pojazdu w torze, natomiast przy zasilaniu elektrycznym realizuje napęd jazdy ciągnika zachowując nadal rolę zespołu prowa-dzącego pojazd w torze.

battery while riding with the switched diesel engine on, an alternator 5 driven from the PTO shaft via a suitable transmission gear is provided. The air tanks 6 now placed on the roof of the cab are mounted on a suitable frame 7 attached to the brackets 8 and the frame 9 by articulation. Before switching the tractor into the electric riding mode, the tractor should be lifted on hydraulic cylinders 10 to the height of losing the contact of tires 11 and 12 with the ground to all weight of the tractor rested on the axles of the rail running gear system.

18


drive. The electric drive is provided by the motor 4 with a drive shaft 5 extending to both sides of the motor. The torque is transmitted from the motor 4 to the two ride rollers 1 via a flexible coupling 6, a shaft 7, an electromagnetic coupling 8, a shaft 9 and a small toothed wheel 10 engaged with a toothed ring 11 made on the inside diameter of the ride roller 1. On the drive shaft 5 of the motor 4, a part of the flexible coupling 6 is mounted on the groove and the other part is mounted on the groove of the shaft 7, which is mounted with bearings in the sleeve 12 of the bracket 13 welded to the axle 3. At the other end of the shaft 7, the electromagnetic coupling element 8 is attached, and the second element of coupling is attached to the shaft flange 9, which is mounted in the bracket 14. At the other end of the shaft 9 a small toothed wheel 10 engaged with the toothed ring 11 is mounted. The electric motor 4 does not have a brake. The brake 15 is installed in the cavity of the ride rollers 1. The rail axle is connected to the supporting structure of the vehicle by means of rocker arms 16 and hydraulic cylinders (item 10, figure 1).

Zaproponowano dwa rozwiązania napędu rolek jezd-nych osi szynowej: − jeden silnik asynchroniczny o mocy 10 kW z dwu-

stronnym wałem napędowym − dwa silniki asynchroniczne o mocy 5 kW każdy,

napędzające oddzielnie każdą rolkę jezdną osi szynowej.

W obu przypadkach przeniesienie momentu obroto-wego z wału silnika na rolki prowadzące zrealizowano za pośrednictwem elektromagnetycznych sprzęgieł, rozłączanych w czasie jazdy ciągnika z napędem spa-linowym. Przełożenie między obrotami wału silnika i rolki pro-wadzącej wynosi 8,6.

3.1. Zespół osi szynowej pojazdu szynowo-drogowego z napędem elektrycznym (jeden sil-nik)

Zespół osi szynowej przedstawiony na rys. 3 jest jed-nym z zespołów części składowych szynowego układu jezdnego pojazdu szynowo-drogowego. Rolki jezdne 1 ułożyskowane na czopach 2 wychodzących z osi 3, prowadzą pojazd w torze oraz realizują napęd i ha-mowanie pojazdu w trybie jazdy z napędem elek-trycznym. Napęd elektryczny zapewnia silnik 4 z wa-łem napędowym 5 wychodzącym na obie strony silni-ka. Moment obrotowy jest przekazywany z silnika 4 na dwie rolki jezdne 1 za pośrednictwem sprzęgła elastycznego 6, wałka 7, sprzęgła elektromagnetycz-nego 8, wałka 9 i małego koła zębatego 10 zazębione-go z wieńcem zębatym 11 wykonanym na wewnętrz-nej średnicy rolki jezdnej 1. Na wale napędowym 5 silnika 4 jest osadzona na wpuście jedna część sprzę-gła elastycznego 6, a druga część jest osadzona na wpuście wałka 7, który ułożyskowano w tulei 12 wspornika 13 przyspawanego do osi 3. Na drugim końcu wałka 7 zamocowano element sprzęgła elek-tromagnetycznego 8, a drugi element sprzęgła zamo-cowano do kołnierza wałka 9, który ułożyskowano we wsporniku 14. Na drugim końcu wałka 9 osadzono małe koło zębate 10 zazębione z wieńcem zębatym 11. Silnik elektryczny 4 nie posiada hamulca. Hamulec 15 zabudowano we wnęce rolek jezdnych 1. Oś szynowa jest połączona z konstrukcją nośną pojazdu za pomocą wahaczy 16 oraz cylindrów hydraulicznych (poz. 10, rys.1).

Rys. 3. Zespół osi szynowej z jednym silnikiem

Fig. 3.Assembly of rail axle with one motor

Two solutions for drive of rail axle rollers are proposed:

− one 10 kW asynchronous motor with a double-sided drive shaft

− two asynchronous motors with 5 kW each, driving each roller of the rail axle separately.

In both cases the transmission of torque from the motor shaft to the guide rollers is carried out

via electromagnetic couplings that are disconnected while riding of the diesel-powered tractor.

The ratio between the revolutions of the motor shaft and the guide roller is 8.6. 3.1. Assembly of rail axle of rail-road vehicle with

electric drive (one motor) The unit of rail axle shown in Fig. 3 is one of the units of components of the rail running gear system of the rail-road vehicle. The ride rollers 1 mounted with bearings on pivots 2 coming out of axle 3, guide the vehicle in the track and realize the drive and braking of the vehicle in the riding mode with the electric

19


3.2. Assembly of rail axle of rail-road vehicle with electric drive (two motors)

The ride rollers mounted at the ends of the axle are designed to lead the vehicle in the track and realize the drive and braking of the vehicle. The disconnectable (electromagnetic) couplings are necessary to discon-nect the motors while riding with the diesel engine. An example of a rail axle solution is shown in Fig. 4. The rail axle assembly is constructed from axle 1 ended with journals 2, on which three ride rollers 3 are mounted. On axle 1 the brackets 4 are welded, in which the bases 5 of electric motors 6 are mounted. One part of the electromagnetic coupling 7 is mounted on the shaft pivot of each motors and the other part of the coupling is mounted on the shaft 8, and on the other end of the shaft 8 a small toothed wheel 9 en-gaged with a toothed ring 10 made on the inside di-ameter of the ride roller 3. The shaft 8 is mounted in a sleeve 11 of a bracket 12 welded to the axle 1. The electric motors 6 drive the ride rollers 3 via the elec-tromagnetic couplings 7. The electric motors are fac-tory-equipped with the brakes. The rail axle is mounted to the supporting structure of the tractor by means of rocker arms 13.

Fig. 4. Assembly of rail axle with two motors Rys. 4. Zespół osi szynowej z dwoma silnikami

4. Block brake system During riding of the tractor in the electric mode, the tires are not in contact with the track rails, so braking of the tractor with the friction forces between the tires and the rails is not possible. Three conceptions of mounting of the pneumatic block brake on the ride rollers of the rail axles are analyzed: two with an inner brake mounted in the internal space of the ride roller and the concept with friction blocks cooperating with the running surface of the ride rollers. It is also possible to mount the disc brake on the shaft of electric motor.

4.1. External brake of rail axle

While the vehicle is riding on tracks in the diesel mode (vehicle drive with diesel engine), the vehicle tires rest on the track rail heads, providing the drive and braking of the vehicle with the friction forces between the tires and the track rails.

3.2. Zespół osi szynowej pojazdu szynowo-drogo-wego z napędem elektrycznym (dwa silniki)

Rolki jezdne zamontowane na końcach osi mają za zadanie prowadzić pojazd w torze oraz realizować napęd i hamowanie pojazdu. Sprzęgła rozłączalne (elektromagnetyczne) są niezbędne do odłączenia silników podczas jazdy przy napędzie spalinowym. Przykładowe rozwiązanie osi szynowej przedstawiono na rys. 4. Zespół osi szynowej jest zbudowany z osi 1 zakończonej czopami 2, na których ułożyskowano rolki jezdne 3. Na osi 1 dospawano wsporniki 4, w których zamocowano podstawy 5 silników elektrycz-nych 6. Na czopie wału każdego z silników zabudowano jedną część sprzęgła elektromagnetycznego 7, a drugą część sprzęgła osadzono na wałku 8, a na drugim końcu wałka 8 umieszczono małe koło zębate 9 zazębione z wieńcem zębatym 10 wykonanym na wewnętrznej średnicy rolki jezdnej 3. Wałek 8 ułożyskowano w tulei 11 wspornika 12 przyspawanego do osi 1. Silniki elektryczne 6 napędzają rolki jezdne 3 za pośrednic-twem sprzęgieł elektromagnetycznych 7. Silniki elek-tryczne są fabrycznie wyposażone w hamulce. Oś szynowa jest zamontowana do konstrukcji nośnej cią-gnika za pomocą wahaczy 13.

4. Układ hamulca klockowego

Podczas jazdy ciągnika w trybie elektrycznym opony nie mają kontaktu z szynami toru, więc hamowanie ciągnika za pomocą sił tarcia między oponami a szy-nami nie jest możliwe. Przeanalizowano trzy koncep-cje zabudowy pneumatycznego hamulca klockowego na rolkach jezdnych osi szynowych: dwie z hamulcem wewnętrznym zamontowanym w przestrzeni we-wnętrznej rolki jezdnej oraz koncepcję z klockami ciernymi współpracującymi z powierzchnią toczną rolek jezdnych. Istnieje również możliwość zabudowy hamulca tar-czowego na wale silnika elektrycznego.

4.1. Zewnętrzny hamulec osi szynowej

Podczas jazdy pojazdu po torach w trybie spalinowym (napęd pojazdu silnikiem spalinowym) opony pojazdu spoczywają na główkach szyn toru, zapewniając na-pęd i hamowanie pojazdu siłami tarcia między opo-nami a szynami toru. W trybie pracy elektrycznej pojazd jest unoszony na wysokość do utraty kontaktu opon z szynami toru. Cały ciężar pojazdu spoczywa na rolkach prowadzą-cych osi szynowych, a napęd i hamowanie przejmują rolki prowadzące pojazdu. Na rysunku 5 przedstawiono końcówkę osi szynowej pojazdu z napędem elektrycznym i hamulcem kloc-kowym. Na osi szynowej 1 zakończonej czopem 2 ułożysko-wano rolkę prowadzącą 3 z naciętym uzębieniem we-wnętrznym 4, z którym współpracuje koło zębate 5

20


In the electric mode the vehicle is lifted up to the loss of contact of tires with the track rails. The entire weight of the vehicle rests on the guide rollers of rail axles, and the drive and the braking are taken over by the guide rollers of the vehicle. Figure 5 presents the end of rail axle of the vehicle with the electric drive and the block brake. A guide roller 3 with a cut internal tooth 4 is mounted with bearings on the rail axle 1 ended with a journal 2, with which a toothed wheel 5 is mounted on a shaft 6 driven by the electric motor 7. The shaft 6 is mounted in a sleeve 8 welded to the bracket 9 mounted on the axle 1. In the upper part of the bracket 9 flat bars 10 are welded to which the pneumatic cylinders 12 are fixed by means of screw connections 11. The piston rods 13 of the pneumatic cylinders are rotatably connected to levers 14 mounted rotatably in the horizontal bracket 15 coupled to the vertical bracket 9. At the lower ends of lever 14 the brake blocks 16 are suspended. The brake cylinders 12 are fed with air from the piston side through the pipes 17. The supplied air under the proper pressure pushes on the piston by extending the piston rods together with the upper part of the lever 14, causing the pressure of the brake blocks to the rolling surface of the guide rollers.

osadzone na wałku 6 napędzanego silnikiem elek-trycznym 7. Wałek 6 ułożyskowano w tulei 8 przy-spawanej do wspornika 9 zamocowanego na osi 1. W górnej części wspornika 9 przyspawano płaskowniki 10, do których za pomocą połączeń śrubowych 11 przytwierdzono cylindry pneumatyczne 12. Tłoczyska 13 cylindrów pneumatycznych połączono obrotowo z dźwigniami 14 zamocowanymi obrotowo we wspor-niku poziomym 15 zespolonym ze wspornikiem pio-nowym 9. Na dolnych końcach dźwigni 14 zawieszo-no klocki hamulcowe 16. Do cylindrów hamulcowych 12 doprowadzono powietrze od strony tłoka przewo-dami 17. Doprowadzone powietrze pod odpowiednim ciśnie-niem napiera na tłok wysuwając tłoczyska wraz z gór-ną częścią dźwigni 14 powodując docisk klocków do powierzchni tocznej rolek prowadzących.

Rys. 5. Zewnętrzny hamulec klockowy Fig. 5. External block brake

4.2. Internal brake of rail axle

Figure 6 shows the guide roller 1 supported by tapered roller bearings 2 on the journal 3 of the rail axle 4. The drive of the guide roller 1 is realized by the electric motor 5 attached to the rail axle 4. The motor shaft 6 is mounted in a sleeve 7 fixed in the bracket 8. At the end of the shaft 6 the small toothed wheel 9 cooperat-ing with a tooth ring 10, made on the inner diameter of the guide roller 1, is fastened. On the opposite side, the block brake is mounted in the roller recess. The bracket 11 composed of a flat bar 12, brackets 13 and the flat bar 14 is fastened to the front surface of the journal 3, to which the pneu-matic cylinders 15, to which compressed air is sup-plied, are fastened with pipes 16. The levers 18, on which the blocks 19 are rotatably mounted, are attached by articulation to the piston rods 17 of the cylinders 15. The levers 18 are rotatably suspended to the lower part of a flat bar 12 equipped with brackets 13. The brake cylinders 15 are attached to the flat bar 14 by means of screw connections 20. In the presented solution, Fig. 6, the catalog pneumatic cylinders are used, in which air is supplied from the side of the pistons, which extend the piston rods from the cylinder rotating the levers 18 relative to the bot-tom rotary fixing in the supports 13. The possible variant of the solution is presented in Fig. 7. The air is supplied to the cylinders 15 by pipes 16 from the side of the piston rod 17, which before

4.2. Wewnętrzny hamulec osi szynowej

Na rysunku 6 pokazano rolkę prowadzącą 1 ułoży-skowaną za pomocą łożysk stożkowych 2 na czopie 3 osi szynowej 4. Napęd rolki prowadzącej 1 jest reali-zowany silnikiem elektrycznym 5 przymocowanym do osi szynowej 4. Wałek 6 silnika 5 ułożyskowano w tulei 7 umocowanej we wsporniku 8. Na końcu wałka 6 zamocowano małe koło zębate 9 współpracujące z wieńcem zębatym 10 wykonanym na wewnętrznej średnicy rolki prowadzącej 1. Po przeciwnej stronie we wnęce rolki zabudowano hamulec klockowy. Do powierzchni czołowej czopa 3 zamocowano wspornik 11 złożony z płaskownika 12, wsporników 13 i płaskownika 14, do którego zamo-cowano cylindry pneumatyczne 15, do których do-prowadzono sprężone powietrze przewodami 16. Do tłoczysk 17 cylindrów 15 zamocowano przegubo-wo dźwignie 18, na których zamontowano obrotowo klocki 19. Dźwignie 18 są zawieszone obrotowo do dolnej części płaskownika 12 wyposażonego we wsporniki 13.

21


supplying the air are in the extended position main-tained in this position by means of springs built in the cylinders on the side of the piston. The piston rods 17 sliding into the cylinders 15 pull the levers 22, which rotating at the fastening point in the connector 21 with the second end, press the blocks to the inner surface of the guide roller. The connector 21 is constantly con-nected to the flat bar 12 of the bracket 11.

Cylindry hamulcowe 15 zamocowano do płaskownika 14 za pomocą połączeń śrubowych 20. W prezentowanym rozwiązaniu Rys. 6 zastosowano katalogowe cylindry pneumatyczne, w których powie-trze jest doprowadzone od strony tłoków, które wysu-wają tłoczyska z cylindra obracając dźwignie 18 względem dolnego mocowania obrotowego we wspornikach 13. Możliwą odmianę rozwiązania zaprezentowano na Rys. 7. Powietrze do cylindrów 15 doprowadzono przewodami 16 od strony tłoczyska 17, które przed doprowadzeniem powietrza są w pozycji wysuniętej utrzymywanej w tej pozycji za pomocą sprężyn zabu-dowanych w cylindrach po stronie tłoka. Tłoczyska 17 wsuwając się do cylindrów 15 pociągają dźwignie 22, które obracając się w miejscu mocowania obrotowego w łączniku 21 drugim końcem dociskają klocki do wewnętrznej powierzchni rolki prowadzącej. Łącznik 21 jest na stałe połączony z płaskownikiem 12 wspor-nika 11.

Rys. 6. Wewnętrzny hamulec klockowy Fig. 6. Internal block brake

Rys. 7. Wewnętrzny hamulec klockowy Fig. 7. Internal block brake

5. Conclusions

The article presents the initial concept of solutions of mechanical tractor systems (drive and braking sys-tems), whose parameters were selected on the basis of the balance of power required to ride of the tractor with the coupled rolling stock of 120 – 150 tons. In the further theoretical works, the accepted assump-tions of technical parameters should be verified, espe-cially paying attention to the selection of the parame-ters of the electrical equipment. Proposed directions for the further research.

• analysis of the electric drive system: − selection of the work parameters of the asyn-

chronous motor of the rollers drive − selection of parameters of batteries supplying

the drive of running gear system − development of vehicle’s traction characteri-

stics • analysis of the engine power system • analysis of the electric drive control system • analysis of the battery charging system – selection of alternator • analysis of the air resources in tanks • development of tractor’s traction characteristics • analysis of rail axle strength (axle load front ~40kN, rear ~ 60kN • analysis of the rail-road tractor braking system • power balance analysis (supply of electric motors

and additional equipment of tractor e.g. air conditioner).

The values of engine power and operating time pro-posed in the work time in the electric mode should be

5. Podsumowanie

W artykule zaprezentowano wstępną koncepcję roz-wiązań układów mechanicznych ciągnika (układu napędu i hamowania), których parametry dobrano na podstawie przeprowadzonego bilansu mocy niezbęd-nej do jazdy ciągnika z doczepionym taborem o masie 120 – 150 ton. W dalszych pracach teoretycznych należy zweryfiko-wać przyjęte założenia parametrów technicznych zwłaszcza pod kątem doboru parametrów aparatury elektrycznej. Proponowane kierunki dalszych badań.

• analiza elektrycznego układu napędowego: − dobór parametrów pracy silnika asynchro-

nicznego napędu rolek − dobór parametrów baterii zasilających napęd

układu jazdy − opracowanie charakterystyk trakcyjnych po-

jazdu • analiza układu zasilania silników • analiza układu sterowa napędem elektrycznym

22


considered as minimal. It should be aimed at increas-ing the given values of these parameters. Packages of batteries installed on the roof of the cab require a controlled ambient temperature (cooling in summer, heating in winter). For this purpose it can be used the air-conditioning system of inside of the op-erator's cab supplying the air from the cab to the inte-rior of the battery package’s housing. The presented solutions have been submitted for pro-tection in the Patent Office of the R.P.

• analiza układu ładowania baterii – dobór alterna-tora • analiza zasobu powietrza w zbiornikach • opracowanie charakterystyk trakcyjnych ciągnika • analiza wytrzymałości osi szynowych (obciążenie osi przód ~40kN, tył ~ 60kN • analiza układu hamulcowego ciągnika szynowo-drogowego • analiza bilansu mocy (zasilanie silników elek-

trycznych i dodatkowych urządzeń ciągnika np. klimatyzatora).

Proponowane w założeniach wartości mocy silników oraz czasu pracy w trybie czasu pracy w trybie elek-trycznym należy traktować jako minimalne. Należy zmierzać w kierunku zwiększenia podanych wartości tych parametrów. Zabudowane na dachu kabiny pakiety baterii wymaga-ją kontrolowanej temperatury otoczenia (chłodzenie latem, podgrzewanie zimą). Do tego celu można wy-korzystać układ klimatyzacji wnętrza kabiny operatora dostarczając powietrze z kabiny do wnętrza obudowy pakietu baterii. Prezentowane rozwiązania zgłoszono do ochrony w Urzędzie Patentowym R.P.

Bibliography / Bibliografia

[1] Medwid M., Jakuszko W., Kazimierczak E.: Cechy konstrukcyjne ciągnika bazowego wybranego do adaptacji na pojazd szynowo-drogowy nowej generacji. Pojazdy Szynowe, 2017, nr 3.

[2] Medwid M., Stawecki W., Czerwiński J., Jakuszko W., Kazimierczak E.: Modelowanie struktury manewrowego ciągnika szynowo-drogowego CLAAS ARION 620. Pojazdy Szynowe, 2017, nr 2.

[3] Bryk K., Łukaszewski K., Medwid M.: Symulacyjne badania bezpieczeństwa ruchu ciągnika szynowo-drogowego CLAAS ARION 620. Międzynarodowa Konferencja Naukowa TRANSPORT XXI WIEKU. Arłamów, 30.08. ÷ 02.09.2016.

[4] Medwid M.: Hybrydowe pojazdy kolejowo-drogowe zaprojektowane i wytwarzane w Polsce. Technika Transportu Szynowego, 2005, nr 7-8.

[5] Medwid M., Stawecki W., Czerwiński J., Jakuszko W.: Wielozadaniowy ciągnik szynowo-drogowy nowej generacji. Pojazdy Szynowe, 2016, nr 3.

[6] Rymaniak L., MATEC Web of Conferences 2017, Volume: 118, Article Number: UNSP 00009, DOI: 10.1051/matecconf/201711800009.

[7] Rymaniak L., Daszkiewicz P., Merkisz J., Bolzhelarskyi Y.V., AIP Conference Proceedings, 2078 (2019).

[8] P. Daszkiewicz, M. Andrzejewski, MATEC Web of Conferences, Volume: 118, Article Number: UNSP 00014, DOI: 10.1051/matecconf/201711800014, Published: (2017).

[9] M. Andrzejewski, D. Gallas, P. Daszkiewicz, A. Merkisz-Guranowska, H. Stawecka, MATEC Web of Conferences, Volume: 118, Article Number: UNSP 00015, DOI: 10.1051/matecconf/201711800015, Published: (2017).

[10] Jacyna M., Gołębiowski P., Pyza D., Archives of Transport System Telematics, 11(1), 27-33 (2018).

23


The numerical calculation module for piston rings & cylinder and research with analysis of the results of the internal combustion engine locomotive

during the 85-hour endurance test

prof. dr hab. inż. Andrzej Kaźmierczak dr inż. Joanna Borkowska dr inż. Marcin Tkaczyk Politechnika Wrocławska

Numeryczny moduł obliczeniowy dla cylindrów i pierścieni oraz badanie i analiza wyników 85-godzinnych testów wytrzymałościowych silnika

lokomotywy

Tłok wraz z pierścieniami oraz powierzchnią cylindra jest bardzo złożonym zamkniętym syste-mem trybologicznym. Pierścienie tłoka – cylinder jest jedną z najbardziej globalnie rozpo-wszechnionych par tarcia silników spalinowych. Para tarcia TPC jest rozwiązaniem wytwarza-jącym znaczące tarcie w silnikach spalinowych. Różne źródła naukowe określają straty na je-den węzeł spowodowane tarciem pary pierścień-ściana cylindra jako 19 do 60% wartości wszystkich strat tarcia w silniku spalinowym. W tym artykule omówiono część większego pro-gramu badawczego mającego na celu zmniejszenie zużycia pracujących elementów (tłok, pier-ścienie tłoka, powierzchnia cylindra). Projekt ten jest wdrażany w ramach rozwoju nowych kon-strukcji pierścieni tłokowych z powłoką zapobiegającą zużyciu, zawierającą syntetyczny diament luźno zatopiony w powłoce chromu (TPC). Celem Autorów było przedstawienie metodologii stosowanej do obliczeń charakteryzującej się określoną procedurą. W praktyce wykorzystuje się oprogramowanie MES oraz MOS. Opracowany i wdrożony moduł obliczeniowy pierścieni tło-kowych jest zgodny z ideą numerycznych metod obliczeniowych, to znaczy: funkcjonalnie polega na przeprowadzeniu obliczenia zamiaru uzyskania dokładnego wyniku (najbardziej zbliżonego rzeczywistości) poprzez uzyskanie i wykorzystanie wartości pośrednich.

The piston with piston rings and bearing surface is a self-contained and highly complex tribological system. One of the most widespread global friction pairs traversed by reciprocating a pair of piston rings - cylinder internal combustion engine. Group PRC combustion engine is the solution generating considerable friction. Various researchers estimate the share of friction losses, per node piston rings - cylinder liner, at 19 to 60% of the total friction losses in the combustion engine. This paper describes part of a larger program to reduce wear the set working parts (piston, piston ring and bearing surface). The project is implemented through the development of new designs of piston rings with anti-wear coating that contains synthetic diamond in the form of loose embedded in a coating of chromium (PRC). The aim of the author was to present the methodology used to compute characterized by a particular procedure. In practical use FEM software is used and the FVM. Developed and implemented Piston Rings Calculation Module is compatible with the idea of numerical computational methods is to say: functionally consists in carrying out a calculation of the desire to achieve the exact solution (the nearest is real) by conducting and receiving intermediate solutions (the next).

1. Introduction This paper describes two part of a larger program to reduce wear the set working parts (piston, piston ring and bearing surface). The project is implemented through the development of new designs of piston rings with anti-wear coating that contains synthetic diamond in the form of loose embedded in a coating of chromium (PRC). The main purpose of coating is to reduce ring wear while maintaining or reducing wear cylinder sleeve. Application for said part of the research is EMD 645 engine. The engine used in this

1. Wstęp W artykule opisano dwie części większego programu badawczego mającego na celu zmniejszenie zużycia pracujących elementów (tłoka, pierścieni tłoka, ścia-nek cylindra). Projekt ten jest wdrażany w ramach rozwoju nowych konstrukcji pierścieni tłokowych z powłoką zapobiegającą zużyciu, zawierającą synte-tyczny diament luźno zatopiony w powłoce chromu (TPC). Głównym celem warstwy wierzchniej jest zmniejszenie zużycia pierścieni tłokowych z zacho-waniem lub zmniejszeniem zużycia ścianek cylindra.

24


study was manufactured by the Electro-Motive Divi-sion of General Motors Corporation (EMD). It is popular for locomotive applications in North Amer-ica, as well as in marine, industrial and power genera-tion applications. For this program, the EMD 12-645-E engine was chosen because it is commonly found in switcher and road-switcher locomotive applications in North America, in power ranges from 750 kW to 1.500 kW. Roughly 3.000 of these switcher locomo-tives are in operation in North America. Figure 1 shows an EMD GP38-2 road-switcher locomotive, which is equipped with an engine like the one tested in this program. Specifications for the EMD 12-645-E engine are given in Table 1. The EMD 645-E engine is a uniflow-scavenged, two-stroke, direct-injected diesel. Figure 2 shows a power assembly from the EMD 645-E engine. Figure 2 shows that the power assembly has four compression rings on the piston crown and two oil control rings at the piston skirt.

Zastosowaniem badanego rozwiązania jest silnik EMD 645. Silnik wykorzystany w tych badaniach został wyprodukowany przez Electro-Motive Divi-sion firmy General Motors Corporation (EMD). Jest on często wykorzystywany w lokomotywach w Ame-ryce Północnej, jak i w żegludze, oraz w elektrow-niach i przemyśle. Silnik EMD 12-645-E został w tym celu wybrany ponieważ jest on często stosowany w lokomotywach manewrowych w Ameryce Północ-nej, posiada też moc w przedziale między 750 kW do 1.500 kW. W Ameryce Północnej w eksploatacji jest obecnie około 3.000 takich lokomotyw manewro-wych. Rysunek 1 przedstawia lokomotywę manew-rową EMD GP38-2, wyposażoną w taki sam model silnika jaki został wykorzystany w przeprowadzonych badaniach. Dane techniczne silnika EMD 12-645-E zostały podane w Tabicy 1. EMD 645-E jest dwusu-wowym silnikiem z bezpośrednim wtryskiem oleju napędowego z przepłukiwaniem wzdłużnym. Rysu-nek 2 przedstawia zespół napędowy silnika EMD 645-E. Rysunek 2 pokazuje, że zespół napędowy ma cztery pierścienie na denku tłoka oraz dwa pierścienie kontrolne oleju na osłonie tłoka.

Rys. 1. Lokomotywa manewrowa EMD GP38-2

Rys. 2. Zespół napędowy EMD 645-E [2]

Fig. 1. EMD GP38-2 road-switcher locomotive

Fig. 2. EMD 645-E power assembly [2]

EMD 12-645-E engine specifications [2] Table 1

Engine Model EMD 12-645-E Cylinders V-12 Bore 230 mm Stroke 254 mm Displacement/cylinder 10.6 dm3

Compression Ratio 16:1 Power 1,100 kW BMEP 5.9 bar @ 900 rpm BSFC @ rated power 254 g/kW-hr Air Charging Gear driven roots - blower Fuel Injection Cam driven unit - injectors Crankcase Ventilation Crankcase fumes are returned into

the blower Engine Condition About 100 hours break-in upon

complete engine overhaul Emission Certification EPA Tier 0 - switcher Cycle 2

Specyfikacje silnika EMD 12-645-E [2] Tablica 1

2. Symulacja elementów skończonych Element skończony jest prostym kształtem

geometrycznym - płaskim lub przestrzennym, dla którego wyznaczono specjalne punkty zwane węzłami oraz pewne funkcje interpolacji zwane funkcjami kształtu. Węzły znajdują się na wierzchołkach ele-mentu skończonego, mogą być również umieszczone na bokach, co nazywa się składnikami wyższego rzę-du. Jeśli węzły są tylko wierzchołkami elementu

2. Finite-element simulation Finite element as such is a simple geometric

shape - flat or spatial, for which are set out special points called nodes, and certain functions of interpolation, called functions shape. The nodes are

25


skończonego, nazywa się to składnikiem liniowym lub elementem pierwszego rzędu. Rząd elementu jest zawsze równy rzędowi funkcji kształtu, a liczba funkcji w jednym komponencie kształtu odpowiada liczbie jego węzłów [2]. Wszystkie elementy i węzły skończone muszą być ponumerowane, zwykle dąży się do zapewnienia, że numeracja zagwarantuje minimalną szerokość pasma macierzy równań niezerowych współczynników [2]. Koncepcja MES zakłada, że dowolna wielkość, na przykład naprężenie lub odkształcenie może zostać opisane przez funkcję ciągłą, aproksymowany model dyskretny. Model dyskretny składa się z zestawu funkcji ciągłych określonych w skończonej liczbie podrozdziałów zwanych elementami, do których rozdzielono region [2, 4, 6].

Poszczególne funkcje ciągłe podpodziałów są określane przez wartość funkcji podstawowych o skończonej liczbie punktów zwanych węzłami. Aby uzyskać model dyskretny, należy:

• rozróżnić skończoną liczbę węzłów • sposobem aproksymacji zdefiniować węzły

określające wielkości fizyczne - takie jak na-prężenia lub przemieszczenie

• podzielić dany obszar na skończoną liczbę ele-mentów

• przybliżyć rozmiar elementów fizycznych za pomocą aproksymacji wielomianowej, na przykład rang lub łańcuchów [1].

Obecnie, gdy metoda elementów skończonych jest szeroko stosowana, istnieje wiele typów i rodza-jów elementów skończonych. W celu określenia ro-dzaju elementu skończonego dokonuje się następują-cych podstawowych ocen kryterialnych charakteryzu-jących dany element [2]:

• wymiar elementu: jednowymiarowy - 1D, dwu-wymiarowy - 2D, trójwymiarowy - 3D

• kształt geometryczny • przyjęty rząd i rodzaj funkcji kształtu • liczba węzłów w elemencie • ograniczenia nałożone na obiekt [2]. Ze względu na rozmiar elementów skończonych

można je podzielić na jednowymiarowe, dwuwymia-rowe i trójwymiarowe, przykładowe diagramy danych elementów przedstawiono poniżej. [2,8] Spośród trójwymiarowych elementów, które opisują trójwy-miarową przestrzeń, możemy wyróżnić elementy objętościowe, takie jak TETRA, PENTA, HEXA, oraz elementy osiowo - symetryczne. Elementy skoń-czone można rozróżnić na podstawie kształtu geome-trycznego [2].

W niektórych przypadkach pole obszaru linii za-krzywionych wykorzystuje elementy o zakrzywio-nych konturach. Dla ułatwienia opisu geometria za-krzywionych elementów jest przekształcana w geo-metrię rdzenia. Możemy wyróżnić 3 klasy elementów zakrzywionych:

located at the vertices of the finite element may also be placed against its sides, this is called the higher order components. If the nodes are only the vertices of the finite element is called a linear component or element of the first row. The Government of the element is always equal to the rank shape function, while the number of functions in a single component shape corresponds to the number of its nodes [2]. All finite elements and nodes must be numbered, usually seeks to ensure that the numbering will guarantee a minimum bandwidth of non-zero coefficients matrix of equations [2]. FEM concept assumes that any quantity, for example, stress or strain described by a continuous function, approximated discrete model. Discrete model is composed of a set of continuous functions defined in a finite number of subdivisions called elements, to which divided the region [2, 4, 6].

Individual continuous functions of the subdivi-sions are determined by the value of the primary func-tions of a finite number of points called nodes. To obtain a discrete model should therefore:

• distinguish a finite number of nodes • nodes to determine physical quantities, subject

to approximation - such as stress or displace-ment

• divide the area in question on a finite number of elements

• approximate size of the physical elements using polynomial approximation, for example, ranks, or strings [1].

Now that the finite element method is used widely, there are many types and kinds of finite ele-ments. In order to determine the type of finite element makes the following basic criteria characterizing fea-tured item [2]:

• dimension of the element: one-dimensional - 1D, two-dimensional - 2D, three-dimensional - 3D

• geometric shape • the degree and type of shape function adopted • number of nodes in the element • constraints imposed on the item [2]. Due to the size of finite elements can be divided

into one-dimensional, two-dimensional and three-dimensional, exemplary diagrams of data elements are presented below. [2,8] Of the three-dimensional elements, which describe the three-dimensional space, we can distinguish volume elements such as TETRA, PENTA, HEXA, and elements axially - symmetrical. Due to the geometrical shape can distinguish the fol-lowing finite elements [2]

In some cases, the mapping area of the curved lines use elements with curved contours - isoparametric elements. For ease of description of the geometry of the curved elements is transformed to the geometry of the core. We can distinguish 3 classes of curved elements:

• isoparametric,

26


• izo-parametryczne, • super-parametryczne, • sub-parametryczne [2, 7]. Ograniczenia nałożone na element skończony ma-

ją umożliwić ruch punktów należących do tego ele-mentu w różnych kierunkach. Element doświadcza naprężeń i naprężeń pola. W przestrzeni występuje na ogół 6 stopni swobody, zaś liczbę stopni swobody elementu skończonego przedstawiono poniżej [2, 4, 6]:

• elementy prętowe 2D i 3D {ux, uy, uz} • elementy belkowe 2D i 3D {ux, uy, uz, αx, αy,

αz,} • elementy membranowe {ux, uy} • elementy dysku {ux, uy, αz} • elementy płytowe {u, αx, αy} lub {u, αx, αy,

αxy} • elementy powłokowe {ux, uy, uz, αx, αy, αz,} • elementy objętościowe {ux, uy, uz} [1]. W trakcie realizacji zadania nr 1 zatytułowanego:

Obliczenia wytrzymałościowe pierścieni tłokowych w okresie od 01.06.2014 do 31.08.2014 prace badawcze wykonywane były w celu obliczenia naprężeń w pier-ścieniach tłokowych których opis wdrożenia oraz zakres badań można skrócić do: 1. Opracowania modułu obliczeniowego dla pierście-ni tłokowych (Rys. 3). 2. Przeprowadzenie obliczeń dla pierścieni w trzech silnikach: EMD 645, I0470, S359 zgodnie z modułem obliczeniowym pierścieni tłokowych.

• superparametric, • subparametric [2, 7]. By constraints imposed on the finite element

meant to receive the possibility of movements in different directions points that belong to this element. The element arises field strains and stresses. In the space generally occurs 6 degrees of freedom, while the number of degrees of freedom of the finite element is presented below [2, 4, 6]:

• rod elements 2D and 3D {ux, uy, uz} • Beam Elements 2D and 3D {ux, uy, uz, αx, αy,

αz,} • membrane elements {ux, uy} • disc elements {ux, uy, αz} • plate elements {u, αx, αy} or {u, αx, αy, αxy} • coating elements {ux, uy, uz, αx, αy, αz,} • volume elements {ux, uy, uz} [1]. During the execution of the task No. 1 titled

Strength calculations band of piston rings during the period from 01.06.2014 to 31.08.2014 works were carried out in order to calculate the state of stress in the piston rings whose method of implementation and the scope can be reduced to: 1. Develop calculation module piston rings (Fig. 3). 2. Carry out calculations for the three engines of the Rings: EMD 645, I0470, according S359 of Computing Module Piston Rings.

Fig. 3. A block diagram of the computing unit of piston rings Rys. 3. Schemat blokowy jednostki obliczeniowej pierścieni

tłokowych

Opracowany i wdrożony moduł obliczeniowy pierścieni tłokowych jest zgodny z ideą numerycz-nych metod obliczeniowych, to znaczy: funkcjonalnie polega na przeprowadzeniu obliczenia w celu osią-gnięcia dokładnego rozwiązania (najbardziej zbliżo-nego do rzeczywistości) poprzez uzyskanie i wykorzystanie wartości pośrednich. Schemat blo-kowy (Rys. 3) jednostki obliczeniowej zawiera nazwy funkcji każdego z etapów w dążeniu do osiągnięcia efektu końcowego, jakim jest określenie geometrii i materiału pierścieni tłokowych. Przedstawiony sche-mat blokowy jednostki obliczeniowej dla pierścieni tłokowych (rys. 4) wyposażony jest w podmoduł za-dania 2 pt.: „obliczenie obciążenia w zespole modeli silników spalinowych TPC z wykorzystaniem metody MES“. Wspomniany podmoduł zaznaczono kolorem czerwonym i zostanie opisany wraz z zadaniem.

Arkusz kalkulacyjny – dane wejściowe na tym etapie gromadziły wszystkie dostępne systemy reje-strujące dane pomiarowe w rowkach pierścieni tło-kowych i pomiary średnic cylindrów, a także dane dotyczące materiałów, z których członek konsorcjum FPT „Prima” SA może wytwarzać pierścienie tłoko-we. Następnie dokonano szacunków na podstawie wzorów empirycznych oraz wcześniej określonej geometrii i materiału pierścieni tłokowych. Preproce-sor – Geometria konstrukcyjna pierścieni na tym eta-pie została

27


ustalona w poprzednim etapie. Geometria konstrukcji została zdefiniowana w preprocesorze programu An-sys CFD, została ona oparta na współrzędnych punk-tów, po czym połączono ich krzywe, które zostały rozłożone na powierzchniach, które zostały następnie uszczelnione objętościowo i dano warunek brzegowy „bryły”. Poprawność geometryczna – na tym etapie zweryfikowano układ, sprawdzając, czy geometria wirtualnych pierścieni zawiera się w pierścieniowych rowkach tłoków. Preprocesor – dyskretyzacja prze-strzeni obliczeniowej – na tym etapie w programie Ansys CFD dokonano dyskretyzacji lub rozkładu geometrii na skończoną liczbę elementów, wybierając sześcienne elementy wyższego rzędu (Rys. 4).

Developed and implemented Piston Rings Calculation Module is compatible with the idea of numerical computational methods is to say: functionally consists in carrying out a calculation of the desire to achieve the exact solution (the nearest is real) by conducting and receiving intermediate solutions (the next). Shown in Fig. 3, a block diagram of a computing unit piston ring contains the names of the functionality of each of the stages in the quest to achieve the final effect, which is to define the geometry and material of piston rings. Presented a block diagram of a computing unit piston rings (Fig. 4) has a sub-module implemented in the rump. 2 pt: "load calculation in the model assembly TPC combustion engines using the MES '. Said sub-module is marked in red and will be described in the task no. 2. Spreadsheet - Data input at this stage, collected all available data measurement in the piston ring grooves and measurements of the diameters of cylinders, as well as data on the materials from which the consortium member FPT "Prima" SA can make piston rings. Then made estimates based on empirical formulas and pre-defined geometry and material of piston rings. The preprocessor - Construction geometry at this stage been set in the previous step geometry of the rings. The construction geometry was carried out in the preprocessor to the program Ansys CFD, construction geometry was based on coordinates of points then combined their curves, which were spread on surfaces which were then sealed in volume and given boundary condition "solid". Geometric correct - at this stage was inspected by checking whether the geometry of the virtual rings are located in annular grooves of the pistons. Preprocessor - Discretization computing space, at this stage in the software Ansys CFD made discretization or the distribution of geometry into a finite number of elements, choosing cubic higher-order elements (Fig. 4).

Fig. 4. The discreet form a ring geometry of an exemplary EMD 645E - mesh FEM

Rys. 4. Określona forma geometrii przykładowego pierścienia EMD 645E - siatka MES

Rys. 5. Obraz stanu naprężeń pierścienia tłokowego w silniku EMD645

Fig. 5. View of the state of stress in the compression ring engine EMD645

Discretization correct - at this stage was made to verify the quality of discrete area of scanning all the elements of the criterion: volume differences, differences in diagonals, differences in lengths of the sides. SOLVER FEM - Abaqus, at this stage, carried out all the necessary steps to build a numerical model of the above / in the system; adoption of stiffness matrix, the choice of a computing scheme, specify the parameters of convergence, the number of steps calculation, selection of sub-model heat transport etc. One of the most important things was the introduction of boundary conditions through proper task force vector. Verification solution - at this stage completed the task of receiving the first targets as a result of stress in the rings under two conditions of load: compression (Fig. 5) and stretching (Fig. 6) for each of the rings. After the analysis for each of the rings to give the results. In (Fig. 5) and (Fig. 6) have been

Poprawność dyskretyzacji – na tym etapie dokonano weryfikacji jakości dyskretnego obszaru skanowania wszystkich elementów wobec kryteriów: różnic obję-tości, różnic przekątnych, różnic długości boków. SOLVER FEM – na tym etapie przeprowadził wszystkie niezbędne kroki, aby zbudować model numeryczny powyższego układu w systemie, w tym: przyjęcie macierzy sztywności, wybór schematu obli-czeniowego, określenie parametrów konwergencji,

28


included distribution of stresses and displacements for the individual rings.

The state in which the rings are shown in the figures k = 1.2 for the material. Noticeable is the accuracy of the highest stresses experienced during assembly ("expansion" of the ring) are found in the most remote from the slot assembly, a similar tendency appears in the case of compression to close the lock.

Fig. 6. View of the state of stress in the tension ring exemplary engine EMD 645E

Rys. 6. Obraz naprężeń w pierścieniu tłokowym w przykładowym układzie silnika EMD 645E

obliczenie liczby kroków, wybór pod-modelu trans-portu ciepła itp. Jedną z najważniejszych rzeczy było wprowadzenie warunków brzegowych poprzez od-powiedni wektor siły roboczej. Weryfikacja wyniku – na tym etapie zakończono zadanie uzyskiwania pierwszych wyników naprężenia w pierścieniach w dwóch warunkach obciążenia: ściskania (rys. 5) i rozciągania (rys. 6) dla każdego z pierścieni. Po ana-lizie podano wyniki dla każdego z pierścieni. W (rys. 5) i (rys. 6) uwzględniono rozkład naprężeń i prze-mieszczeń dla poszczególnych pierścieni.

Pierścienie pokazane na rysunkach posiadają wartość k = 1,2 dla materiału. Zauważalna jest do-kładność najwyższych naprężeń doświadczanych podczas montażu („rozszerzanie się” pierścienia) występuje w punkcie najbardziej oddalonym od ze-społu gniazda, podobna tendencja występuje w przy-padku ściskania do aby zamknąć zamek.

3. Test wytrzymałości silnika Drugą częścią badań był test trwałości dwusuwo-

wego silnika spalinowego, wyposażonego również w stalowe pierścienie tłokowe wykonane w technologii diamentowej powłoki pierwszego rowka [8]. Celem było określenie ilościowego zużycia pierścieni tłoko-wych z powłoką pochodną diamentu na powierzchni zewnętrznej. Zakres prac obejmował pomiary geome-tryczne i opis powierzchni cylindrów, z którymi współpracowały.

Po dokonaniu pomiarów geometrycznych zainsta-lowano te elementy w silniku EMD 645-E, który był zamontowany na stanowisku badawczym w laborato-rium silników w Southwest Reasearch Institute w San Antonio, USA. Kolejnym krokiem była praca silnika lokomotywy Pacific3450 Union w trwającym 85 go-dzin teście wytrzymałościowym przy maksymalnej prędkości obrotowej 550 obr/min i mocy znamiono-wej równej 650 kW. Po zakończeniu testu pierścienie zostały ponownie zmierzone geometrycznie w celu ustalenia poziomu ich zużycia.

Zastosowana powłoka jest wielowarstwową po-rowatą powłoką chromową nakładaną galwanicznie, w której w porach po odwróconej polarności procesu osadza się pył diamentu syntetycznego. Powłoka utworzona za pomocą tego procesu charakteryzuje się dobrymi właściwościami trybologicznymi, zapewnia-jąc jednocześnie dużą twardość. W przypadku tarcia granicznego i kontaktu z nierównościami powierzch-ni, w podobnej technologii osadzono twardą cząstkę tlenku aluminium, gdzie jej dostanie się na górę cy-lindra spowodowało znaczący wzrost zużycia w wa-runkach wysokiej temperatury. Dokładne powlekanie zapobiega powstawaniu takich wad. Diament jako najtwardszy znany minerał zapewnia w sumie znacz-ny wzrost ogólnej twardości powłoki. Jednocześnie w przypadku tarcia granicznego spowodowanego kon-taktem chropowatości powierzchni między pierście-niem a cylindrem towarzyszący temu procesowi

3. The durability engine test The second part of the research was the test of the

durability of diesel two stroke internal combustion engine with, also equipped with steel piston rings made in the technology of diamond coating of the first groove [8]. The purpose was to check the quan-tity of piston rings wearing with the diamond-derivative coating on the external surface.

After the geometric measurements was made an installation of engine components in the engine EMD 645-E, which was mounted on a test bench in the engine laboratory in the Southwest Reasearch Insti-tute in San Antonio, USA. The next step was the op-eration of the locomotive engine Pacific3450 Union in the ongoing 85 hours endurance test at maximum, the value of 550 rev / min and a rated power of 650 kW. After completion of the test the rings were meas-ured geometrically again to determine the value of the wear.

This coating is a multilayer porous chromium coating applied galvanically where in the pores after the reversed polarity of the process is deposited syn-thetic diamond dust. Coating constituted in that proc-ess is characterized by good tribological properties, while ensuring a high hardness. In the case of bound-ary friction and contact with surface asperities, in the similar technology hard alumina particle was depos-ited and getting to the top of cylinder imbalances

29


wzrost temperatury powoduje przemianę diamentu w grafit. Dzieje się tak w temperaturze 873 K (700°C) i wyższej. Dzięki temu zjawisku ten najtwardszy znany minerał staje się rodzajem smaru. Powłoka składa się z dwudziestu dwóch takich warstw.

4. Pomiar przed i po teście Dokonano pomiaru wymiarów użytych pierścieni tłokowych przed testem oraz po teście silnikowym. Zawarto w nich 12 wariantów pierścieni o różnej numeracji. Uzyskane wartości rozmiarów pierścieni przed badaniem dla wysokości osiowej przedstawiono w Tablicy 2, natomiast wartości grubości promienio-wej w Tablicy 3.

RING VALUE OF MEASUREMENT OF THE AXIAL HEIGHT OF THE RINGS BEFORE TESTING [MM]

number 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

1b 4.783 4.781 4.784 4.784 4.789 4.792 4.785 4.78 4.79 4.797

2 4.812 4.801 4.8 4.781 4.785 4.786 4.794 4.808 4.807 4.809

3b 4.787 4.781 4.786 4.793 4.79 4.79 4.802 4.798 4.786 4.789

4 4.805 4.804 4.799 4.791 4.791 4.795 4.795 4.806 4.812 4.816

5b 4.789 4.804 4.803 4.807 4.81 4.807 4.801 4.784 4.788 4.795

6 4.784 4.788 4.796 4.8 4.79 4.807 4.798 4.792 4.79 4.794

7 4.786 4.782 4.785 4.793 4.796 4.797 4.801 4.792 4.786 4.788

8b 4.796 4.801 4.807 4.801 4.799 4.79 4.788 4.798 4.81 4.813

9 4.788 4.786 4.784 4.77 4.766 4.776 4.796 4.796 4.794 4.795

10b 4.8 4.807 4.782 4.799 4.799 4.786 4.804 4.792 4.786 4.791

11 4.787 4.795 4.788 4.775 4.771 4.774 4.786 4.793 4.793 4.801

12b 4.806 4.808 4.817 4.811 4.812 4.809 4.79 4.788 4.806 4.817

PIERŚCIEŃ WARTOŚĆ POMIARU GRUBOŚCI PROMIENIOWEJ PIERŚCIENI PRZED BADANIEM [MM]

numer 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

1b 7,484 7,467 7,476 7,468 7,492 7,492 7,489 7,492 7,482 7,492

2 7,643 7,587 7,601 7,626 7,647 7,666 7,662 7,646 7,613 7,642

3b 7,39 7,417 7,43 7,411 7,411 7,394 7,391 7,39 7,391 7,388

4 7,703 7,657 7,644 7,669 7,676 7,668 7,682 7,689 7,668 7,7

5b 7,492 7,476 7,498 7,508 7,522 7,506 7,48 7,476 7,465 7,471

6 7,552 7,531 7,546 7,586 7,622 7,603 7,592 7,566 7,542 7,566

7 7,566 7,543 7,564 7,587 7,565 7,544 7,509 7,49 7,505 7,551

8b 7,481 7,477 7,475 7,464 7,47 7,484 7,501 7,506 7,49 7,49

9 7,609 7,594 7,588 7,605 7,625 7,597 7,599 7,606 7,6 7,612

10b 7,404 7,389 7,398 7,387 7,398 7,41 7,409 7,428 7,415 7,411

11 7,614 7,587 7,587 7,616 7,606 7,598 7,601 7,607 7,607 7,597

12b 7,36 7,374 7,382 7,379 7,371 7,368 7,344 7,35 7,359 7,368

Measurement of the axial height of the rings before testing Table 2

Wyniki pomiaru wysokości osiowej pierścieni przed badaniem Tablicy 2

Wyniki pomiaru grubości promieniowej pierścienia przed badaniem Table 3 Measurement of the radial thickness of the ring before testing Tablicy 3

caused the intensive use, of a considerable abrasive wear in high temperature conditions. Elaborated coatng is devoid of this defect. Diamond as the hardest known mineral ensures a significant increase hardness of the coating in total. At the same time in the case of boundary friction caused by the contact of surface roughnesses between the ring and the cylinder is accompanying increase in temperature causes the transition of diamond into graphite. This occurs even at 873 K (700 °C) and higher. Thanks to this phenomenon this hardest known mineral becomes a kind of grease. The coating consists of twenty-two layers.

30


The research project achieved by a 85-hour en-durance test used, inter alia, by the company Federal Mogul like a continuous motor work at the specified torque. The result is the intensification of thermal and mechanical loads, leading also intensification of wearing particularly in the piston-rings – cylinder set. The tests were designed for two-stroke diesel locomo-tive diesel engine type EMD 645 with a cylinder di-ameter of 9.065 inch (230.2 mm). Each of the cylin-ders of the engine is equal to the stroke volume of 10.35 liters. The power of the engine varies between 0.6 MW for the six-cylinder unit supplied by the Roots compressor, to 3.1 MW unit twenty - cylinder powered by turbocharger. The tests were powered by turbocharged engine EMD 645E3 (V12) with a capac-ity of 1200 kW and a torque of 12 000 Nm. Dis-placement volume is 124.2 liters. We found a place where the motor was installed on the chassis dyna-mometer. It is a Southwest Research Institute in San Antonio, USA. The tested engine EMD 645 is a typi-cal power unit used in the US market to drive diesel locomotive. The result of the implementation of the sample was measurable wear on the radial thickness and axial height of rings and cylinders and pistons wear.

Projekt badawczy zrealizowany był w 85-godzinnym teście wytrzymałościowym zastosowa-nym między innymi przez firmę Federal Mogul zde-finiowanym jako ciągła praca silnika przy określo-nym momencie obrotowym. Rezultatem jest intensy-fikacja obciążeń termicznych i mechanicznych, co prowadzi również do intensyfikacji zużycia, szcze-gólnie w zestawie tłoków-pierścieni-cylindrów. Testy zostały zaprojektowane dla lokomotywy z dwusuwo-wym silnikiem wysokoprężnym typu EMD 645 o średnicy cylindra 9,265 cala (230,2 mm). Każdy z cylindrów silnika posiada objętość skokową 10,35 litra. Moc silnika waha się od 0,6 MW dla sześciocy-lindrowej jednostki (silnik o masie 10 ton) doładowa-nej przez sprężarkę Rootsa, do dwudziesto-cylindrowej jednostki o mocy 3,1 MW (silnik o masie 19 ton) z turbosprężarką. Testy zostały przeprowa-dzone na turbodoładowanym silniku EMD 645E3 (V12) o mocy 1200 kW i momencie obrotowym 12 000 Nm. Pojemność skokowa wynosiła 124,2 litra. Miejscem, w którym silnik został zainstalowany na hamowni podwoziowej, było laboratorium Southwest Reasearch Institute w San Antonio, USA. Badany silnik EMD 645 jest typowym zespołem napędowym stosowanym na rynku amerykańskim do napędzania lokomotyw spalinowych. W wyniku zastosowania tego typu silnika uzyskano mierzalne zużycie na gru-bości promieniowej i wysokości osiowej pierścieni tłokowych oraz możliwość oszacowania zużycia cy-lindrów oraz tłoków. Zmierzone wartości wysokości osiowej oraz grubości promieniowej wszystkich ba-danych próbek pierścieni przedstawiono odpowiednio w Tabelach 4 i 5. Wartości wynikowego zużycia ma-teriałowego pierścieni na podstawie uzyskanych zmian ich rozmiarów zestawiono w Tabelach 6 i 7.

4. Measurement before and after the test The scope of work included the geometric

measurements and a description of the cylinders surfaces with whom they cooperated. The measurement results are given in the table below.

RING VALUE OF MEASUREMENT OF THE AXIAL HEIGHT OF THE RINGS AFTER TESTING [MM]

Number 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

1b 4.788 4.772 4.78 4.779 4.785 4.785 4.778 4.776 4.783 4.788

2 4.798 4.798 4.79 4.781 4.776 4.775 4.781 4.791 4.798 4.799

3b 4.799 4.78 4.785 4.789 4.78 4.782 4.794 4.792 4.785 4.781

4 4.805 4.804 4.804 4.79 4.789 4.788 4.793 4.802 4.809 4.808

5b 4.786 4.801 4.803 4.803 4.804 4.805 4.794 4.784 4.785 4.795

6 4.784 4.784 4.789 4.799 4.792 4.793 4.794 4.79 4.787 4.789

7 4.788 4.785 4.795 4.792 4.785 4.78 4.791 4.793 4.791 4.791

8b 4.798 4.799 4.804 4.797 4.793 4.785 4.783 4.79 4.799 4.806

9 4.787 4.785 4.784 4.776 4.772 4.777 4.791 4.796 4.795 4.8

10b 4.798 4.791 4.784 4.791 4.79 4.789 4.786 4.792 4.786 4.788

11 4.794 4.792 4.79 4.783 4.77 4.773 4.787 4.788 4.788 4.793

12b 4.806 4.804 4.817 4.811 4.806 4.795 4.788 4.789 4.801 4.812

31

Measurement of the axial height of the rings after testing Tablica 4

Wyniki pomiaru wysokości osiowej pierścieni po badaniu Table 4


PIERŚ -CIEŃ

WARTOŚĆ ZMIANY WYSOKOŚCI OSIOWEJ PIERŚCIENI PO BADANIU [MM]

Numer 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

1b -0,005 0,009 0,004 0,005 0,004 0,007 0,007 0,004 0,007 0,009

2 0,014 0,003 0,01 0 0,009 0,011 0,013 0,017 0,009 0,01

3b -0,012 0,001 0,001 0,004 0,01 0,008 0,008 0,006 0,001 0,008

4 0 0 -0,005 0,001 0,002 0,007 0,002 0,004 0,003 0,008

5b 0,003 0,003 0 0,004 0,006 0,002 0,007 0 0,003 0

6 0 0,004 0,007 0,001 -0,002 0,014 0,004 0,002 0,003 0,005

7 -0,002 -0,003 -0,01 0,001 0,011 0,017 0,01 -0,007 -0,005 -0,003

8b -0,002 0,002 0,003 0,004 0,006 0,003 0,015 0,02 0,011 0,007

9 0,001 0,001 0 -0,006 -0,006 -0,001 0,005 0 -0,001 -0,005

10b 0,002 0,016 -0,002 0,008 0,009 -0,003 0,018 0 0 0,003

11 -0,007 0,003 -0,002 -0,008 0,001 0,001 -0,001 0,005 0,005 0,008

12b 0 0,004 0 0 0,006 0,014 0,002 -0,001 0,005 0,005

Wyniki zużycia pierścieni na podstawie zmiany wartości wysokości osiowej pierścieni po badaniu Table 6

Measurement of the radial thickness of the ring after testing Table 5 Wyniki pomiaru grubości promieniowej pierścienia po badaniu Tablica 5

NR VALUE OF MEASUREMENT OF THE RADIAL THICKNESS OF THE RINGS AFTER TESTING [MM]

pierść. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

1b 7.471 7.456 7.462 7.455 7.484 7.484 7.479 7.48 7.465 7.488

2 7.625 7.578 7.528 7.616 7.634 7.658 7.651 7.633 7.601 7.622

3b 7.377 7.406 7.42 7.401 7.4 7.382 7.382 7.383 7.385 7.376

4 7.679 7.639 7.62 7.643 7.649 7.645 7.66 7.661 7.65 7.679

5b 7.459 7.463 7.484 7.491 7.507 7.494 7.471 7.464 7.454 7.46

6 7.541 7.519 7.535 7.561 7.595 7.593 7.584 7.553 7.519 7.542

7 7.539 7.516 7.538 7.557 7.546 7.525 7.491 7.466 7.488 7.529

8b 7.462 7.461 7.46 7.451 7.455 7.47 7.484 7.491 7.476 7.476

9 7.601 7.585 7.574 7.587 7.603 7.585 7.586 7.587 7.585 7.602

10b 7.389 7.374 7.382 7.369 7.384 7.399 7.398 7.415 7.401 7.399

11 7.601 7.577 7.567 7.592 7.592 7.586 7.587 7.589 7.591 7.578

121b 7.345 7.361 7.369 7.361 7.357 7.356 7.33 7.333 7.347 7.358

Value of the axial height wearing of the rings after the test Table 6

The average wearing value of the radial thickness, and therefore the wearing of the chrome coating ring with PCD is equal to: 0.013 mm. The average wear-ing value of the radial thickness of the rings is equal to a standard: 0.019 mm. With a measurement accu-racy equal to 0,001 mm differences between the wear-ing of new rings and standard rings are very impor-tant.

Diamond – derivative coatings are mainly charac-terized by a lower friction coefficient and a much greater resistance to wear in comparison to rings that are covered by the common super hard coatings. Without a doubt, the application of such coatings will have an impact not only to extend the life of system

Średnia wartość zużycia grubości promieniowej, a zatem zużycie chromowanego pierścienia powleka-nego PCD wyniosła: 0,013 mm. Średnia wartość zu-życia promieniowej grubości standardowych pier-ścieni wynosi: 0,019 mm Przy dokładności pomiaru równej 0,001 mm różnice między zużyciem nowych i standardowych pierścieni są bardzo znaczące.

Powłoki pochodne diamentów charakteryzują się głównie niższym współczynnikiem tarcia i znacznie większą odpornością na zużycie w porównaniu z pier-ścieniami pokrytymi zwykłymi powłokami super twardymi. Bez wątpienia zastosowanie takich powłok będzie miało wpływ nie tylko na przedłużenie żywot-ności układu tłok-pierścień-cylinder, ale także na

32


piston - ring - cylinder, but also will reduce fuel con-sumption even under the most strenuous conditions of work of the unit.

zmniejszenie zużycia paliwa nawet w najbardziej wymagających warunkach pracy jednostki napędo-wej.

RING VALUE OF THE RADIAL THICKNESS WEARING OF THE RINGS AFTER THE TEST [MM]

number 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

1b 0.013 0.011 0.014 0.013 0.008 0.008 0.01 0.012 0.017 0.004

2 0.018 0.009 0.073 0.01 0.013 0.008 0.011 0.013 0.012 0.02

3b 0.013 0.011 0.01 0.01 0.011 0.012 0.009 0.007 0.006 0.012

4 0.024 0.018 0.024 0.026 0.027 0.023 0.022 0.028 0.018 0.021

5b 0.033 0.013 0.014 0.017 0.015 0.012 0.009 0.012 0.011 0.011

6 0.011 0.012 0.011 0.025 0.027 0.01 0.008 0.013 0.023 0.024

7 0.027 0.027 0.026 0.03 0.019 0.019 0.018 0.024 0.017 0.022

8b 0.019 0.016 0.015 0.013 0.015 0.014 0.017 0.015 0.014 0.014

9 0.008 0.009 0.014 0.018 0.022 0.012 0.013 0.019 0.015 0.01

10b 0.015 0.015 0.016 0.018 0.014 0.011 0.011 0.013 0.014 0.012

11 0.013 0.01 0.02 0.024 0.014 0.012 0.014 0.018 0.016 0.019

12b 0.015 0.013 0.013 0.018 0.014 0.012 0.014 0.017 0.012 0.01

Value of the radial thickness wearing of the rings after the test Table 7 Wyniki zużycia pierścieni na podstawie zmiany wartości grubości promieniowej pierścieni po badaniu Tablica 7

Badania pokazują, że zwiększenie ilości węgla i zmniejszenie ilości wodoru w kompozycji warstwy powlekającej wiąże się ze wzrostem wytrzymałości oraz odporności na zużycie w sytuacjach gdzie lubry-kacja smarem nie występuje. Zastosowanie powłok diamentowych jest nowym kierunkiem rozwoju tech-nologii silników spalinowych. Wymiana zużytych części zestawu tłok - pierścień – cylinder znacznie zmieniła ich właściwości i przywróciła by je do ocze-kiwanych wymiarów, stąd wykorzystanie takich no-woczesnych pierścieni może wydłużyć długość życia jednostek napędowych, na co wskazują bardzo obie-cujące wyniki badań uzyskane w tej pracy. Te naj-twardsze powłoki dostępne są obecnie na rynku, i są coraz częściej stosowane, głównie w sprzęcie samo-chodowym i elektronice. Właściwości tych powłok i ich rosnąca popularność prowadzi również do ciągłe-go zmniejszania kosztów ich produkcji, natomiast problem ich niewystarczającej grubości zostanie za-pewne rozwiązany najnowocześniejszymi metodami powlekania komponentów metalowych.

Rozwiązanie danego problemu badawczego opie-ra się na wynikach przeprowadzanych 85-godzinnych testów wytrzymałościowych. Pozwalają one na zdo-bycie nowej wiedzy i umiejętności w zakresie wytwa-rzania powłok PCD, w szczególności warstw konsty-tuujących powłokę diamentową o określonym skła-dzie procentowym masy. Pozytywne wyniki testów przeprowadzonych w Southwest Research Institute w San Antonio w USA dają realną szansę na zwiększe-nie ilości produkowanych pierścieni z powłoką dia-mentową dla dużych silników spalinowych napędza-jących lokomotywy i małe jednostki żeglugi śródlą-

Studies show that with increasing of the carbon in the coating composition and decreasing of the hydro-gen amount is related to improved strength and wear resistance at the time of no lubricating function of the lubricant. The use of diamond – derivative coatings is a new direction in the development of technology for internal combustion engines. Replacement of worn parts of the piston - ring - cylinder set would decrease considerably their properties and their improvement has a definite dimension, so the use of such modern shells prolonging the life could change a lot on what evidence may be carried out research and very prom-ising results. These the hardest coatings available on the market today are increasingly used, mainly in the automotive and electronic equipment. The properties of these coatings and getting their increased popular-ity also contribute to the decrease in costs associated with their production, and the problem of their insuf-ficient thickness will likely be solved with the most modern methods of hard facing on components.

Solution to the given research problem is based on the results of these studies of 85 - hour endurance test. They allow you to acquire new knowledge and skills in the manufacture of coatings PCD, in particu-lar the constitution layers of diamond coating with a specific weight percentage composition. Positive test results realized in Southwest Research Institute in San Antonio in the US pose a real chance to increase the quantities of produced rings with diamond coating for large combustion engines powering locomotives and small inland waterway vessels in the US and in the future perhaps for small internal combustion engines for use in vehicles like a cars, thus extending their

33


dowej w USA, a być może w przyszłości małe silniki spalinowe do stosowania w pojazdach takich jak sa-mochody, co wydłuża ich żywotność.

5. Podsumowanie i wnioski

Podsumowując ustalono wartość maksymalnego obciążenia pierścienia, który określa maksymalne naprężenia. Na tej podstawie stwierdzono, że pier-ścienie tłoka spełniają przewidziane w projekcie nor-my pod względem wymaganej wytrzymałości poja-wiające się zarówno podczas suwu sprężania, jak i ich montażu.

Diamentowe powłoki pochodne można nakładać na elementy pracujące w silnikach wysokoprężnych ze względu na ich zdolność do pracy w bardzo wyso-kich temperaturach. Wykazują również dobrą przy-czepność do podłoża ze stali i żeliwa i nie wytwarzają dużych naprężeń, więc wydają się być przełomem prowadzącym w stronę stosowania materiałów o do-skonałych właściwościach trybologicznych. Pośród zalet nakładania powłok pochodnych diamentów wymienić należy bardzo wysoką twardość (70 GPa), wysoką wartość rezystancji elektrycznej, relatywnie niską masę, a co najważniejsze, niski współczynnik tarcia i doskonałą odporność na zużycie.

life. 5. Summary and conclusion

In conclusion obtained maxima strain ring, which comes to maximum stress. On this basis it was concluded that the rings meet designed in terms of strength required Formed during both compression and installation pistons.

Diamond - derivative coatings can be applied to elements working in high-speed diesel engines and because of the opportunity to work at very high tem-peratures. They also exhibit good adhesion to the substrate steel and cast iron, and less stress their own, so they seem to be a breakthrough in the use of mate-rials with excellent tribological properties. A com-plete set of advantages of applying diamond – deriva-tive coatings contains very high hardness (70 GPa), high value electrical resistance, relatively low weight, and most importantly, low coefficient of friction and excellent wear resistance.


[1] Reif, K., Dietsche, K. H., Automotive Handbook, Published by: Robert Bosch GmbH, Postfach 410960, D-76225 Karlsruhe. Business Division Automotive Aftermarket. 2014

[2] Froelund, K., Fritz, S., Smith, B., RANKING LUBRICATING OIL CONSUMPTION OF DIFFERENT POWER ASSEMBLIES ON AN EMD16-645-E LOCOMOTIVE DIESEL, c CIMAC Congress 2004, Kyoto

[3] Corcione, F. E., et al., Temporal and Spatial Evolution of Radical Species in the Experimental and Numerical Characterization of Diesel Auto-Ignition, Proceedings of The Fifth International Symposium on Diagnostics and Modeling of Combustion in Internal Combustion Engines (COMODIA 2001), pp. 355-363, Nagoya 2001.

[4] Rusiński Eugeniusz, Czmochowski Jerzy ,Smolnicki Tadeusz, Zaawansowana metoda elementów skończonych w konstrukcjach nośnych, Wydawnictwo: Oficyna Wydawnicza Politechniki Wrocławskiej; Rok wydania: 2000

[5] Rusiński E., Zasady projektowania konstrukcji nośnych pojazdów samochodowych, Oficyna Wydawnicza Politechniki Wrocławskiej, Wrocław, 2002 10

[6] http://www.is.pw.edu.pl/plik/293/MES-wyklad.pdf, ostatnia aktualizacja 31.12.2011 [7] Kaźmierczak A., Tkaczyk M. The numerical calculation module for piston rings & cylinder of combustion engine,

Proceedings of the 14th International Scientific Conference: Computer Aided Engineering, Springer 2018 [8] Borkowska J, Kaźmierczak A., Research and analysis of the results of the internal combustion engine locomotive

during the 85-hour endurance test, Journal of KONES Powertrain and Transport, Vol. No. 42, 2016

34


dr inż. Zbigniew Durzyński, prof. Instytutu mgr inż. Adam Sienicki Łukasiewicz – Instytut Pojazdów Szynowych „TABOR”

Zasadność stosowania systemu przechylnego pudła w pociągach kolei dużych prędkości

W artykule przedstawiono uproszczoną analizę dotyczącą przejazdów teoretycznych pociągów zespolonych na wysokie prędkości. Wyniki analizy oparto na przejazdach teoretycznych pociągów w różnych wariantach wykonania i dla różnych scenariuszy jazdy. Uzyskane dane pozwalają wyciągnąć wniosek, że system przechylnych pudeł daje wymierne zyski, ale uzyskane efekty wiążą się z koniecznością poniesienia nakładów w fazie budowy i późniejszej eksploatacji. Konieczne jest zatem w każdym przypadku dokonania analiz szczegółowych późniejszych zysków i poniesionych kosztów.

Justification of application of a tilting body system to the high-speed trains

The paper presents a simplified analysis of theoretical travels of high-speed train units. The results of the analysis were based on theoretical travels of the trains in various variants and for various travel scenarios. The data so obtained lead to the conclusion that the tilting body system gives measurable benefits. Nevertheless, the effects obtained result in increased expenditure in the construction phase and later during the operation. Therefore, it is in any case necessary to make detailed analyzes of future advantages and costs to be incurred.

1. Introduction

The United Aircraft TurboTrain operated by Canadian National Railways, travelling regularly in North America since 1968, is considered to be the first tilting body train in the world. It provided daily pas-senger service between Montreal and Toronto at a speed of 160 km/h. In 1982 it was replaced by Bom-bardier LRC United Aircraft (UAC) Turbo trains, used also by Amtrak between Boston and New York. The UAC Turbos were equipped with a passive tilting mechanism based on a four-bar system, providing inspiration for the second generation of the TALGO trains. Before the decision on the use of the tilting body sys-tem in a newly built train unit, it is advisable to ana-lyze the meaningfulness of the high-speed rail project, based on a profit and loss statement. The profits and losses of the tilting body system used in HSR trains may be summarized as follows: − the losses: the cost of installation of the tilting

system of the body with respect to the bogies and the pantographs with respect to the body, adverse effect on the track;

− the profits: no slowing down and no accelerating to previous speed – resulting in energy saving, shorter travel time resulting in better attractive-ness of the transport offer and less restrictions im-posed on designing of the course of a new railway line.

1. Wprowadzenie

Za pierwszy na świecie pociąg z przechylnym nadwoziem uważany jest eksploatowany przez Cana-dian National Railways pociąg United Aircraft Tur-boTrain, który zaczął regularnie kursować w Ameryce Północnej w 1968 roku. Zapewniał codzienną obsługę między Montrealem a Toronto z prędkością 160 km/h. W 1982 r. został zastąpiony przez pociągi Bombardier LRC United Aircraft Turbos, które były również uży-wane przez Amtrak do połączeń między Bostonem a Nowym Jorkiem. UAC Turbos miał pasywny mecha-nizm przechyłu oparty na czteropasmowym układzie czterech belek i zainspirował drugą generację pocią-gów TALGO. Przed podjęciem decyzji o zastosowaniu systemu przechylnego pudła w nowobudowanym pociągu ze-spolonym celowe jest wykonanie analizy pod kątem zasadności tego przedsięwzięcia dla kolei dużych prędkości, w oparciu o zestawienie strat i korzyści. Straty i korzyści zastosowana systemu przechyłu w pociągach KDP można zestawić następująco:

- straty: koszty zabudowy systemu przechyłu pudła względem wózków i pantografów względem pu-dła, negatywne oddziaływanie na torowisko

- korzyści: brak przyhamowań i konieczności „od-zyskiwania” prędkości, co wiąże się z oszczędno-ścią energii, krótszy czas przejazdu, co zwiększa atrakcyjność oferty przewozowej oraz mniejsze

35


Therefore, in order to obtain objective arguments at least a simplified simulation of the travel on the route (e.g. of the length of 110 km at a speed of 250 km/h) should be made, without decreasing the travel speed and with twice repeated deceleration to e.g. 120 km/h at 500m track sections. The result referred to the planned routes of operation of the Polish HSR train (with or without curves) shall enable assessing whether the profit consisting in shorter travel time and the amount of the energy nec-essary for two accelerations from 120 km/h to a maximum of 250 km/h justifies additional cost of the tilting system to be assembled on the train. The cost of such an additional system amounts to several percent of the cost of the bogies. In the paper [2] are presented basic parameters of selected train units operated in Europe.

2. Restrictions related to the force of vehicle – track interaction and the passenger comfort The basis for adopting allowable values of the forces acting between the railway vehicle wheelsets and the track as well as the accelerations arising on the vehicle is the PN-EN-14363 Standard. The Tables 1 and 2 below include the most important among these values.

Table 1. Specification of evaluated parameters and threshold values relevant for running safety [5] Tablica 1. Zestawienie wartości ocenianych i wartości granicznych dla bezpieczeństwa jazdy [5]

The Table 3 below lists typical maximum approximate values relevant for the riding qualities. Taking into account the high-speed rail, the force [in kN] shifting the track span laterally with regard to its axis, determined according to the formula 2PP0/3+10 [3, 4, 5], is the most important threshold value. The force enables to induce the unbalanced lateral acceleration on the vehicle bogies reaching approximately up to 2.5 m/s2 [5]. Assuming that the quasi-static part of the acceleration acting on the passengers amounts to 1.0 m/s2, being limited by the maximum value arising on

ograniczenia w wyznaczeniu przebiegu nowej li-nii kolejowej.

W związku z tym, dla uzyskania obiektywnych argu-mentów, zasadne jest przeprowadzenie uproszczonej choćby symulacji przejazdu na trasie (np. o długości 110 km z prędkością 250 km/h) bez ograniczania prędkości jazdy i z przykładowo dwukrotnym ograni-czeniem prędkości do np. 120 km/h na odcinku 500 m. Wynik odniesiony do planowanych tras eksploatacji polskiego pociągu KDP (z łukami lub bez nich) po-zwoli ocenić, czy zysk w postaci krótszego czasu przejazdu i oszczędności energii potrzebnej do dwóch rozruchów z prędkości 120 km/h do maksymalnej 250 km/h, uzasadnia dodatkowe koszty wyposażenia po-ciągu w system przechyłu. Koszt takiego dodatkowe-go systemu wynosi kilka procent kosztu wózków. W publikacji [2] przedstawiono podstawowe parame-try wybranych pociągów zespolonych (zespołów trak-cyjnych) eksploatowanych w Europie.

2. Ograniczenia w zakresie sił oddziaływania pojazdu na torowisko i komfortu pasażerów Podstawą do przyjęcia wartości dopuszczalnych sił działających między zestawami kołowymi pojazdów kolejowych a torem oraz przyspieszeń na pojeździe

jest norma PN-EN-14363. Poniżej, w tablicach 1 i 2 przytoczono najistotniejsze z tych wartości. W poniższej tablicy 3 podano typowe maksymalne przybliżone wartości dla właściwości biegowych. Z punktu widzenia kolei dużej prędkości najistotniejszą wartością ograniczającą jest siła przesuwająca przęsło toru w kierunku poprzecznym do jego osi [w kN] wyni-kająca z wzoru 2PP0/3+10 [3, 4, 5], umożliwiająca re-alizację niezrównoważonego przyspieszenia poprzecz-nego na wózkach pojazdu do ok. 2,5 m/s2 [5]. Przyjmu-jąc, że quasi-statyczna część przyspieszenia działająca na

36


the car body of the order of 1.5 m/s2 (see the table above), the train may run through horizontal track curves with the speed significantly exceeding the regular one if the car body is tilted by up to 8°. This is shown in Table 4 below, the data of which were used for purposes of further calculations.

pasażerów wyniesie 1,0 m/s2, co jest ograniczone przez wartość maksymalną na nadwoziu rzędu 1,5 m/s2 (patrz tabela powyżej), stosując przechył nadwozi o kąt do 8°, można na łukach torowych poziomych poruszać się z prędkościami znacznie podwyższonymi w stosunku do regulaminowych. Przedstawiono to w poniższej tablicy 4, z której dane wykorzystano w dalszych obliczeniach.

Table 2. Specification of evaluated parameters and threshold values relevant for track loading [5]

Tablica 2. Zestawienie wartości ocenianych i wartości granicznych dla obciążenia toru [5]

Table 3. Typical maximum approximate values relevant for the riding qualities [5] Tablica 3. Typowe maksymalne przybliżone wartości dla właściwości biegowych [5]

37


Table 4. Relationship between the train permissible speed and the curve radius Tablica 4. Zależność dopuszczalnej prędkości jazdy od promienia łuku

3. Symulacja przejazdu odcinka linii pociągami du-żych prędkości Poniżej określono i przedstawiono czasy przejazdu i zużycie energii (netto) na cele trakcyjne dla pociągów o prędkościach maksymalnych 200, 250 i 300 km/h dla wybranych scenariuszy łuków na linii i przechyla-nia nadwozi. Dla zrealizowania tych scenariuszy za-stosowano przykładowe teoretyczne charakterystyki trakcyjne oraz rozruchowe i hamowania dla toru pła-skiego, przedstawione na poniższych rysunkach 1÷6. Wyniki symulacji przejazdów kilku wariantów pocią-gów pod kątem czasów przejazdu i zużycia energii przedstawiono w tablicach 5 i 6. Dla wszystkich zestawionych scenariuszy przyjęto moce trakcyjne: 8, 6.4 i 4.8 MW. Scenariusze różnią się następującymi parametrami: − nierównoważone przyśpieszenie dośrodkowe - 0

lub 2 m/s2

− dopuszczalne prędkość na łuku - 125, 176 lub 305 km/h.

3. Simulation of the high-speed train passage on a line section The travel time values and the energy consumption (net) for traction purposes are determined and presented below, for the trains with maximum speeds of 200, 250 and 300 km/h and selected curve scenarios on the line and car body tilting. In order to implement these scenarios, the examples of theoretical traction, starting up and braking characteristics shown in Figures 1÷6 were used. The simulation results of several variants of the train passages, including the travel times and energy con-sumption values, are presented in Tables 5 and 6. In case of all the scenarios the traction powers 8, 6.4 and 4.8 MW were adopted. The scenarios differ each from other by the following parameters: − unbalanced centripetal acceleration - 0 or 2 m/s2; − permissible curve speed - 125, 176 or 305 km/h.

Z pokazanych w tablicach i na wykresach wyników czasu przejazdu i zużycia energii trakcyjnej na poko-nanie przykładowego odcinka linii kolejowej o długo-ści 110 km wynika intuicyjna ich zależność od zasto-sowanej maksymalnej prędkości eksploatacyjnej. Cza-sy przejazdu spadają w przybliżeniu w odwrotnej liniowej proporcji do prędkości jazdy 200, 250 i 300 km/h, natomiast zużycie energii rośnie w proporcji kwadratowej, co jest uzasadnione stratą energii kine-tycznej włożonej na rozpędzenie pociągu i bezpow-rotnie traconej przy jego hamowaniu, a także stratą na

The results included in the tables and graphs, showing the travel time and traction energy consumption necessary for the travel on an exemplary section of the 110 km long railway line, give evidence of their dependence on maximum operating speed of the travel, that is consistent with the intuition. The travel time values decrease approximately in an inverse linear proportion to the speed values, equal to 200, 250 and 300 km/h. At the same time, the energy consumption grows in proportion to speed square, which is a result of the loss of kinetic energy necessary for accelerating of the train and irretrievably lost when braking, as well as the loss related to

38

POJAZDY SZYNOWE / RAIL VEHICLES NR 3/2019 39

Rys. 1. Charakterystyka trakcyjna pociągu o mocy 8 MW i masie 450 t

Fig. 1. Traction characteristics of an 8 MW and 450 t train

Rys. 2. Parametry rozruchu pociągu o mocy 8 MW i hamowania pociągu o masie 450 t na torze poziomym

Fig. 2. Starting up parameters of an 8 MW train and braking pa-rameters of 450 tons mass train on horizontal track

Rys. 4. Parametry rozruchu pociągu o mocy 6,4 MW i hamowania pociągu o masie 450 t na torze poziomym

Fig. 4. Starting up parameters of a 6.4 MW train and braking pa-rameters of 450 tons mass train on horizontal track

Rys. 3. Charakterystyka trakcyjna pociągu o mocy 6,4 MW i masie 450 t

Fig. 3. Traction characteristics of an 6,4 MW and 450 t train


Rys. 6. Parametry rozruchu pociągu o mocy 4,8 MW i hamowania pociągu o masie 450 t na torze poziomym

Fig. 6. Starting up parameters of a 4.8 MW train and braking pa-rameters of 450 tons mass train on horizontal track

pokonanie aerodynamicznych oporów jazdy propor-cjonalnych do kwadratu prędkości. Największe straty czasu przejazdu odcinka linii wyni-kają z rozpędzania pociągu do prędkości maksymal-nej, które są wielokrotnie większe od czasów hamo-wania hamulcem ciernym. W przypadku hamowania pociągu hamulcem elektrodynamicznym straty czasu są znacznie wyższe i prawie jednakowe jak te przy rozpędzaniu. Hamowanie elektrodynamiczne generuje znacznie niższe koszty eksploatacji niż hamulce cier-ne, ale wydłuża czasy przejazdu, co trzeba brać pod uwagę formułując w przyszłości rozkłady jazdy. Zastosowanie konstrukcji z aktywnym przechyłem nadwozi, przeciwdziałającym niezrównoważonemu

overcoming aerodynamic resistance while driving, which is also proportional to the speed square. Maximum loss of the travel time on the line section results from accelerating of the train to its maximum speed. The loss several times exceeds the one while using a friction brake. On the other hand, while using an electrodynamic brake, the time loss is much higher and nearly equal to that arising while accelerating. Electrodynamic braking entails significantly lower operating costs than friction braking, nevertheless, the travel lasts longer, that should be taken into account while formulating the future timetables. The use of a structure provided with active body tilt-ing, that counteracts the unbalanced centripetal accel-

40

Rys. 5. Charakterystyka trakcyjna pociągu o mocy 4,8 MW i masie 450 t

Fig. 5. Traction characteristics of an 4,8 MW and 450 t train


przyspieszeniu dośrodkowemu (bg), jest skompliko-wane i kosztowne, zarówno w fazie budowy, jak i późniejszej eksploatacji. Korzyści wynikające z zasto-sowania przechyłu nadwozi pozwalające na utrzyma-nie maksymalnych prędkości przejazdu na łukach poziomych, muszą być odnoszone do mniejszych sumarycznych czasów przejazdu pociągu i mniejszego zużycia energii na cele trakcyjne. Przechylne pudło daje istotne korzyści w przypadku konieczności budowy linii kolei dużych prędkości w terenie narzucającym ograniczenia wynikające z ukształtowania terenu narzucającego dużą liczbę łu-ków (omijanie dużej liczba wzniesień, omijanie grun-tu słabo związanego, problemy z przejęciem gruntu). Należy mieć na uwadze, że każde zwolnienie pociągu przed łukiem związane jest ze stratami związanymi z hamowaniem (zużycie elementów hamulca, straty mocy koniecznej do wychłodzenia oporników hamo-wania, wydłużenie czasu jazdy) oraz z ponownym zwiększeniem prędkości od prędkości dopuszczalnej na łuku do prędkości eksploatacyjnej na danej trasie. Podjęcie decyzji o wyposażeniu pociągu w przechylne pudło (zabudowa mechanizmu przechyłu na wózkach i w układzie pantografów) wymaga wykonania szcze-gółowych opracowań w oparciu o konkretne dane wyjściowe (parametry danej trasy, zakładane czasy jazdy, koszty wyposażenia i koszty eksploatacyjne: energia, zużycie elementów hamulca. Zestawienie wartości zysku w zużyciu energii trak-cyjnej w kWh przy przejazdach pociągu z mechani-zmami przechyłu w stosunku do pociągu bez przechy-łu, przedstawiono w poniższej tablicy 7.

eration (bg), is complex and expensive, both under the construction phase and later during the operation. The advantages resulting from body tilting that enable maintenance of maximum travel speed on horizontal curves, allow to reduce the total train travel time and to decrease the traction energy consumption. A tilting box offers significant advantages in case of building a high-speed rail line in an area imposing the restrictions resulting from the terrain topography, requiring a large number of curves (bypassing the hills, bypassing unstable ground, the problems with land purchase). It should be taken into account that any train speed reduction before a curve gives rise to the losses caused by braking (wear of the brake components, loss of the power necessary to cool braking resistors, growth of the travel time) and by further increase in the speed from its value permissible on the curve to the operat-ing speed at the line. The decision to provide the train with a tilting box (installation of the tilting mechanisms on the bogies and in the pantograph systems) should be preceded by detailed studies based on specific input data (the pa-rameters of the route, assumed travel times, equipment and operating costs, the energy, wear of the brake components). Summary of the gain related to the traction energy consumption in kWh in case of the travels of the trains provided with tilting mechanisms as compared to the ones without such a device is presented in Table 7 below.

4. Wnioski Z przedstawionego zestawienia wynika, że zysk w zużyciu energii przez pociąg z przechylnym pudłem na trasie z dwoma łukami wynosi, w zależności od parametrów pociągu i wariantów jazdy, od 81 kWh do 491 kWh (co stanowi 3,2 do 28,7%), a zysk czasu odpowiednio 100 sek. do 363 sek. (co stanowi 4,8 do 21,6%) dla przyjętej do analizy teoretycznej trasy o długości 110 km. Jak widać w części przypadków oszczędności energii są znaczące. Dominujące znaczenie w tym względzie ma poziom redukcji prędkości przed zakrętami, któ-rych promienie zależą wyłącznie od projektu linii kolejowej. Na liniach nowo budowanych, ale częściej na liniach modernizowanych, zwiększanie promieni łuków jest najczęściej bardzo ograniczone przez kon-figurację terenu lub wysokość kosztów pozyskania gruntów. Potrzeba zwiększenia prędkości pociągów na liniach krętych, a trudnych do modernizacji narzu-ca wykorzystanie urządzeń do przechyłu nadwozi i pantografów, jako rozwiązania jedynego możliwego do zastosowania. Przy ostatecznej ocenie znaczenia tak oszacowanej korzyści należy wziąć pod uwagę także ceny dostępu

4. Conclusions The presented juxtaposition gives evidence that, de-pending on the train parameters and running variants, the saving of the energy consumption on the assumed 110 km long theoretical route with two curves in case of a train provided with tilting body amounts from 81 kWh to 491 kWh (i.e. from 3.2 to 28.7%), while the time saving is 100 s up to 363 s, respectively, (equal from 4.8 to 21.6%). As it may be noticed, in some cases the energy sav-ings are significant. The amount of speed reduction before the curves, the radii of which depend only on the railway line design, is predominant in this case. On newly built lines, and even more often on the modernized lines, the increase in the curve radii is usually subject to severe restriction caused by the terrain configuration or the amount of land acquisition costs. The need to increase the train speed on winding lines, the modernization of which turns out to be dif-ficult, imposes the use of the body and pantograph tilting devices being the only possible solution. Final assessment of significance of the benefits esti-mated this way should be made with consideration of future price of the energy and reduction of the impact on the environment. Undoubtedly, in the nearest

41


Tabl

ica

5. B

ilans

cza

sów

prz

ejaz

du i

zuży

cia

ener

gii n

a po

ciąg

u pr

zy z

asto

sow

aniu

ham

ulcó

w ta

rczo

wyc

h Ta

ble

5. S

peci

ficat

ion

of th

e tr

avel

tim

e an

d en

ergy

con

sum

ptio

n va

lues

in c

ase

of b

raki

ng w

ith th

e di

sc b

rake

s

42


cd. tabl. 5

43


Tabl

ica

6. B

ilans

cza

sów

prz

ejaz

du i

zuży

cia

ener

gii n

a po

ciąg

u pr

zy z

asto

sow

aniu

ham

ulcó

w E

D

Tabl

e 6.

Spe

cific

atio

n of

the

trav

el ti

me

and

ener

gy c

onsu

mpt

ion

valu

es w

ith th

e us

e of

ED

bra

kes

44


cd ta

bl. 6

45


Table 7. Juxtaposition of the energy consumption Tablica 7. Zestawienie zużycia energii

46


cd tabl. 7

47

future generation of energy, regardless of its source, will always result in adverse impact on the environ-ment. Another effect that cannot be ignored is reduction of the travel time, which improves attractiveness of the transport offer. Unfortunately, a significant additional cost must be born with a view to reduce the speed with friction brakes, since electrodynamic braking is rather ineffective, in particular taking into account the energy recovery. On the other hand, the costs of the tilting system the train must be equipped with as well as its maintenance for the train lifetime should be also considered. Addi-tionally, maintenance of the railway line is also more expensive due, among others, to higher lateral forces acting on the curved track when the trains are equipped with a tilting system. The problems itemized in the present paper have been referred to in the report [1].

do energii w przyszłości oraz fakt ograniczenia od-działywania na środowisko, bowiem uzyskanie ener-gii, niezależnie od źródła jej pozyskania, w najbliż-szym horyzoncie czasowym zawsze będzie się wiąza-ło z negatywnym oddziaływaniem na środowisko. Drugim efektem nie do pominięcia jest skrócenie cza-su przejazdu, co zwiększa atrakcyjność oferty prze-wozowej. Także w tym względzie trzeba niestety po-nieść spory dodatkowy koszt przy redukcji prędkości hamulcami ciernymi, bowiem zbyt mało efektywne jest hamowanie hamulcami elektrodynamicznymi, szczególnie w odniesieniu do odzysku energii. Na drugiej szali jest koszt wyposażenia pociągu w taki system i koszt utrzymania systemu prze okres eksplo-atacji pociągu. Nie do pominięcia są również zwięk-szone koszty utrzymania linii kolejowej, spowodowa-ne między innymi większymi obciążeniami poprzecz-nymi torowiska na zakrętach przez pociągi wyposażo-ne w system przechyłu.

Zagadnienia przedstawione w niniejszym artykule zostały wykorzystane w opracowaniu [1].

[1] Krajowy potencjał technologiczny w obszarze budowy taboru dla kolei dużych prędkości. OR-11667. Instytut Pojazdów Szynowych ”Tabor”. Poznań, maj 2019 [2] Rusak R.: Pociągi z wychylnym nadwoziem w Europie. Technika Transportu Szynowego nr 11/2008. [3] Klaus Knothe, Sebastian Stichel: Schienenfahrzeugdynamik. Springer – Berlin. [4] Dietrich Wende: Fahrdynamik des Schienenverkehrs. Teubner – Stuttgart, September 2003. [5] EN-14363:2016: Railway applications - Testing and Simulation for the acceptance of running characteristics of railway vehicles - Running behaviour and stationary tests.



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

Analityczne określenie nośności osi zestawów kołowych wagonów towarowych z czopem o wymiarach ø120×179 mm

Analytical determination of load capacity of the freight wagon wheelset axle with axle journal dimensions ø120×179 mm

The article presents an analytical method of determining the axle load capacity with axle journal dimensions Ø120×179 mm. Such axles are used in running gears of the 1XTa freight wagons and the Y25 family of the bogies, with various versions. The results of strength calculations in particular axle sectors are presented, along with their evaluation and comparison to the criteria in force, based on the currently binding European regulations.

W artykule przedstawiono sposób określenia na drodze analitycznej nośności osi o wymiarach czopa Ø120×179 mm, stosowaną w układach biegowych wagonów towarowych typu 1XTa oraz rodziny Y25 z odmianami. Przedstawiono wyniki obliczeń wytrzymałościowych w poszczegól-nych sektorach osi wraz z ich oceną i porównaniem do obowiązujących kryteriów, które oparto o aktualnie obowiązujące przepisy europejskie.

1. INTRODUCTION The axle load capacity (i.e. ability to carry the service load) of axle journal dimensions Ø120×179 mm may be determined analytically. The calculations have been carried out based on the methodology presented in the European Standard PN-EN 13103-1:2017 (E) [14], that replaced the previously binding standards PN-EN 13103+A2:2012 [13] (calculation methodology of the carrying axles) and PN-EN 13104+A2:2013 [15] (cal-culation methodology of the driving axles). As it was mentioned in [1 ÷ 4], the axle construction is very complex and subject to many various assessment criteria, which can include:

allowable stress in bearing, bearing ring and wheel embedments; allowable stress in axle free surfaces; allowable axle deflection under extreme ser-

vice conditions, in accordance with the UIC 510-2 [8] Code, with a view to ensure the dy-namic properties provided by PN-EN 14363:2016E [17]; allowable repair dimensions in the locations of

bearing, bearing ring and wheel embedments, where extremely high material consumption occurs due to assembling and disassembling of the above mentioned parts; allowable repair dimensions on free surfaces; technological measures extending the dura-

bility of the axles, inclusive of surface rolling of the axle, induction hardening, quenching and tempering, etc.;

1. WSTĘP Określenie nośności (zdolności do przenoszenia obcią-żeń eksploatacyjnych) osi z czopem Ø120×179 mm można wykonać na drodze analitycznej. Obliczenia wykonano w oparciu o metodykę przedstawioną w normie europejskiej PN-EN 13103-1:2017 (E) [14], która zastąpiła dotychczas obowiązujące normy PN-EN 13103+A2:2012 [13] (metodyka obliczenia osi tocznych) oraz PN-EN 13104+A2:2013 [15] (metody-ka obliczenia wytrzymałości osi napędnych). Jak już wspomniano w [1÷4] konstrukcja osi jest bar-dzo złożona i podlega wielu różnym kryteriom oceny, do których można zaliczyć:

naprężenia dopuszczalne dla osadzeń pod ło-żyska, pierścieni oporowych oraz kół naprężenia dopuszczalne dla swobodnych po-

wierzchni osi dopuszczalne ugięcie osi w eksploatacji w eks-

tremalnych warunkach eksploatacyjnych zgodnych z kartą UIC 510-2 [8], aby zapewnić własności dynamiczne zgodne z normą PN-EN 14363:2016E [17] dopuszczalne wymiary naprawcze w miej-

scach osadzeń łożysk, pierścieni oporowych oraz kół, gdzie dochodzi do bardzo dużego zu-życia wskutek procesów wtłaczania oraz stła-czania ww. elementów dopuszczalne wymiary naprawcze na po-

wierzchniach swobodnych

48


ensuring interchangeability in accordance with UIC 510-1 [7], the use of the oil duct in the wheel hub, in accordance with UIC 805-70 [10]; keeping the repair criteria during operation, in

accordance with PN-EN 15313:2016 [18]. Despite improvement of the material properties that take place since the 1960’s until now, the fatigue limit of the material subjected to bilateral bending amounts to Zgo=200 N/mm2 (200 MPa) [5,11,12,16,20,21]. This limit was experimentally determined for a smooth sample. The above material fatigue limit was determined on accredited test beds based on the Wöhler curve, while testing a larger number of the samples of equal sizes (1:1 samples). The limit of Zgo fatigue can be increased even up to 240 MPa, if the axle is rolled according to OW-1166/1 [22].

2. Description of the calculation method The calculation method of stress determination in par-ticular axle cross-sections presented in the European Standard PN-EN 13103-1:2017 (E) [14] is based on the method specified in the UIC 515-3 Code [9]. The UIC 515-3 Code itself was developed based on the report ORE/ERRI/B136/RP/11/D Frage 136, Bericht 11 [12]. Hence, a conclusion may be drawn that the method of carrying axle calculation remained practically unchanged. Fig. 1 presents a simplified calculation scheme of a freight wagon. The freight wagon body is subjected to two types of acceleration: vertical acceleration α=0,25 g =2.452 m/s2 lateral acceleration β=0,15 g=1.47 m/s2 (rys. 1).

zabiegi technologiczne wydłużające trwałość osi, do których można zaliczyć wałeczkowanie (rolowanie) powierzchni osi, hartowanie in-dukcyjne, ulepszanie cieplne itd. zapewnienie zamienności zgodnie z kartą UIC

510-1 [7], stosowanie kanału olejowego w piaście koła zgodnie z kartą UIC 805-70 [10] utrzymanie kryteriów naprawczych podczas

eksploatacji zgodnie z PN-EN 15313:2016 [18].

Pomimo zmian materiałowych, które obywały się od lat sześćdziesiątych do teraz, granica zmęczenia mate-riału na obustronne zginanie wynosi Zgo=200 N/mm2 (200 MPa) [5,11,12,16,20,21]. Granica ta została usta-lona dla próbki gładkiej w sposób doświadczalny. Powyższa granica zmęczenia materiału została okre-ślona na akredytowanych stanowiskach badawczych w oparciu o krzywą Wöhlera, na podstawie badania większej liczby próbek tej samej wielkości (próbki 1:1). Granica zmęczenia Zgo może ulec podwyższeniu nawet do 240 MPa, jeśli przeprowadzi się zabieg ro-lowania osi zgodny z OW-1166/1 [22].

2. Opis metodyki obliczeniowej Metodyka obliczeniowa dla obliczeń naprężeń w po-szczególnych przekrojach osi, przedstawiona w normie europejskiej PN-EN 13103-1:2017 (E) [14] opiera się o metodykę przedstawioną w karcie UIC 515-3 [9]. Karta UIC 515-3 [9] została opracowana w oparciu o raport ORE/ERRI/B136/RP/11/D Frage 136, Bericht 11 [12]. Można zatem wyciągnąć wniosek, że metodyka obli-czeń osi tocznych pozostała praktycznie taka sama. Na rys. 1 jest przedstawiony uproszczony schemat obli-czeniowy wagonu towarowego. Na pudło wagonu towarowego działają dwa rodzaje przyspieszeń:

przyspieszenie pionowe α=0,25 g =2,452 m/s2 przyspieszenie poprzeczne β=0,15 g=1,47 m/s2

(rys. 1).

Rys. 1. Schemat przyspieszeń α i ß oraz układu sił F1, Q1, P1, Y1 i F2, Q2, P2, Y2 oraz H działających na wagon towarowy, układ

biegowy oraz oś zestawu kołowego tocznego Fig. 1. Diagram of α and ß accelerations and the forces F1, Q1, P1, Y1 i F2, Q2, P2, Y2 and H acting on the freight wagon, its

running gear and wheelset carrying axle

Centre of mass of the vehicle Sprung mass of the vehicle Wheelset Track

49


Legend to Fig. 2: G- centre of mass of the vehicle, H1- height of the centre of mass above the wheelset axis of symmetry, R- rolling radius of a new wheel.

Rys. 2. Schemat sił eksploatacyjnych F1, Q1, P1, Y1 i F2, Q2, P2, Y2 oraz H działających na zestaw kołowy toczny wg PN-EN 13103-

1:2017(E) [14] Fig. 2. Diagram of the operational forces F1, Q1, P1, Y1 i F2, Q2,

P2, Y2 and H acting on the carrying wheelset, according to PN-EN 13103-1:2017(E) [14]

Rys. 3. Układ współrzędnych, który jest wykorzystywany do ustalenia momentów sił Mx, My oraz Mz obciążających oś zestawu

kołowego tocznego, zastosowanego w wagonie towarowym Fig. 3. The coordinate system in which the moments Mx, My and Mz

acting on the wheelset carrying axle of the freight wagon are determined

The following symbols are used for the calculation purposes (refer to Figs 1÷3):

m1 (kg) – mass per one wheelset; m2 (kg) – mass of one complete wheelset (without axle-box); m1+m2 (kg) – mass of the vehicle corresponding to the wheelset load.

The wheelset load acting on the track under static condition P(N) is given by the expression

2mmP 21 += . g (1).

The other symbols denote: - P0 (N) – static force per the wheelset axle journal

in case of symmetric load of the wheelset P0=m1/2g;

- P1 (N) – vertical force acting on the left axle jour-nal while the vehicle motion under maximum load;

- P2 (N) - vertical force acting on the right axle journal while the vehicle motion under minimum load;

- Y1 (N) – horizontal force arising between the rim of the left wheel and the rail from the side of more heavily loaded journal;

- Y2 (N) - horizontal force arising between the rim of the right wheel and the rail from the side of less loaded journal;

- H (N) – horizontal force acting in the wheelset axle and balancing the Y1 and Y2 forces, (in pro-fessional literature referred to as the “bearing force”);

- Q1(N) – the vertical reactive force exerted by the rail on the wheel, located from the side of more heavily loaded journal;

- Q2 (N) - the vertical reactive force exerted by the rail on the wheel, located from the side of less loaded journal;

- Fi (N) – the forces exerted by the masses of non-suspended elements, located in middle part of the axle;

- Ff (N) – maximum contact pressure between the brake block shoes and the wheel;

- Mx (N·mm) – bending moment caused by the masses;

W obliczeniach użyto następujących symboli (patrz rys. 1÷3):

m1 (kg) - masa przypadająca na jeden zestaw kołowy, m2 (kg) - masa jednego kompletnego zestawu koło-wego (nieomaźnicowanego), m1+m2 (kg) - masa pojazdu odpowiadająca naciskowi zestawu kołowego na tor.

Nacisk zestaw kołowego na tor w stanie statycznym P (N) określa zależność:

2mmP 21 += . g (1).

Pozostałe symbole oznaczają: - P0 (N) - siła statyczna przypadająca na czop osi

zestawu kołowego, jeśli zestaw kołowy jest ob-ciążony symetrycznie P0=m1/2g

- P1 (N) - siła pionowa działająca na lewy czop podczas ruchu pojazdu z największym obciąże-niem

- P2 (N) - siła pionowa działająca na prawy czop podczas ruchu pojazdu z najmniejszym obciąże-niem

- Y1 (N) – pozioma siła występująca między obrze-żem lewego koła, a szyną po stronie bardziej ob-ciążonego czopa

- Y2 (N) - pozioma siła, występująca między obrze-żem prawego koła, a szyną po stronie mniej ob-ciążonego czopa

- H (N) - pozioma siła działająca w osi zestawu ko-łowego równoważąca działanie sił Y1 i Y2; siła ta w literaturze fachowej nazywana jest również siłą łożyskową

50


- Mx’ i Mz (N·mm) - bending moment caused by braking;

- My’ (N·mm) - torsional moment caused by brak-ing;

- MX i MZ (N·mm) – sum of the bending mo-ments:

- MR (N·mm) – summarized moments; - 2b (mm) – the distance between the points of

application of the forces acting on the axle journals;

- 2s (mm) - the distance between the rolling circles of the wheelset wheels;

- h1 (mm) – the height of the centre of mass above the wheelset axle;

- yi (mm)- the distance between the rolling circle plane and the point of application of the force Fi ;

- y (mm)- the distance of abscissa of an axle cross-section, measured from the point of application of the force P1;

- µ [-] – average coefficient of friction: - σ (MPa) – the stress calculated in particular axle

cross-sections; - K [-] – stress concentration coefficient resulting

from variation of the axle shape; - R (mm) – nominal wheel radius coinciding with

the rolling circle (so-called rolling radius); - d (mm) – the smaller axle diameter in the cross-

section where the diameter changes; - D (mm) – the larger axle diameter in the cross-

section where the diameter changes - r (mm) – the transient radius between both diame-

ters, allowing to determine the K coefficient; - S - the safety factor, characterizing the risk or

uncertainty related to the assumed load values as compared to the actual load values existing during operation. In case of the carrying axles S = 1.2, while in case of the driving axles it amounts to S=1.5.

The input data assumed for purposes of the strength calculation of the wheelset are as follows: m1+m2 = 20 000 kg m1 = 18 899 kg m2 = 1101 kg (assumed based on the construction documentation).

The equation of moments with respect to the point 02 (the point of application of the force P2 - Fig. 1) allows to formulate the following:

- Q1(N) - pionowa reakcja szyny na koło, położona po stronie bardziej obciążonego czopa osi

- Q2 (N) - pionowa reakcja szyny na koło, położona po stronie mniej obciążonego czopa osi

- Fi (N) - siły wywierane przez masy elementów nieusprężynowanych, znajdujących się na części środkowej osi

- Ff (N) - maksymalny nacisk wstawek klocków hamulcowych na koło

- Mx (N·mm) - moment zginający, wynikający z oddziaływania mas

- Mx’ i Mz (N·mm) - moment zginający, wynikają-cy z hamowania

- My’ (N·mm) - moment skręcający, wynikający z hamowania

- MX i MZ (N·mm) - suma momentów zginających - MR (N·mm) - momenty sumaryczne - 2b (mm) - odległość między punktami przyłoże-

nia sił, działających na czopy osi - 2s (mm) - odległość między okręgami tocznymi

kół zestawu kołowego - h1 (mm) - wysokość położenia środka ciężkości

(środka masy) ponad osią zestawu kołowego - yi (mm)- odległość między płaszczyzną obwodu

tocznego i miejscem działania siły Fi - y (mm)- odległość odciętej dowolnego przekroju

osi liczona od osi działania siły P1 - µ [-] - średni współczynnik tarcia - σ (MPa) - naprężenie obliczone dla poszczegól-

nych przekrojów osi - K [-] - współczynnik koncentracji naprężeń wyni-

kający ze zmiany kształtu osi - R (mm) - nominalny promień koła zestawu w

okręgu tocznym (tzw. promień toczny) - d (mm) - mniejsza średnica osi w przekrojach

charakteryzujących się przejściem jednej średnicy w drugą

- D (mm) - większa średnica osi w przekrojach cha-rakteryzujących się przejściem jednej średnicy w drugą

- r (mm) - promień przejściowy między jedną śred-nicą a drugą, służący do określenia współczynni-ka „K”

- S- współczynnik bezpieczeństwa, charakteryzują-cy ryzyko lub niepewność, co do przyjętych war-tości obciążeń w zestawieniu z rzeczywistymi ob-ciążeniami pojawiającymi się w eksploatacji i w przypadku osi tocznych S=1,2; dla porównania w przypadku osi trakcyjnych współczynnik bezpie-czeństwa wynosi S=1,5.

Dane wyjściowe do obliczeń wytrzymałości osi zesta-wu kołowego są następujące:

0,bmαbgmbhmβ2bPM 1111102 =⋅⋅−⋅⋅−⋅⋅⋅−⋅=∑ (2),

hence:2b

hmβbmαbgmP 11111

⋅⋅+⋅⋅+⋅⋅= . (3).

Solution of similar equations for the forces Q1, Q2, Y1 , Y2 and H provides the following results:

( ) ( ) ( )[ ]rYYsbPsbP2s1Q 21211 ⋅−+−⋅−+⋅= , (4),

( ) ( ) ( )[ ]rYYsbPsbP2s1Q 21122 ⋅−−−⋅−+⋅= , (5),

51


m1+m2 = 20 000 kg m1 = 18 899 kg m2 = 1101 kg (przyjęta na podstawie dokumentacji konstrukcyjnej).

Korzystając z równania momentów względem punktu 02 (punkt przyłożenia siły P2 - rys. 1) uzyskuje się zależność:

Y1=0,30 m1·g, (6), Y2=0,15 m1·g, (7), H=Y1-Y2=0,15 m1g. (8).

Further data have been adopted based on the construction documentation, i.e. b=1000 mm, s=0.5·1500=750 mm, r=460 mm (rolling radius of a new wheel), hc=2600 mm (height of the centre of gravity, accepted as the extreme value for the case of the 418S wagon, Table 1, after rounding) and h1=2600-460 = 2140 mm. The height values of the centres of gravity in the loaded condition were assumed using the calculation results for other freight wagons, specified and compared in Table 1.

0,bmαbgmbhmβ2bPM 1111102 =⋅⋅−⋅⋅−⋅⋅⋅−⋅=∑ (2),

stąd: 2b

hmβbmαbgmP 11111

⋅⋅+⋅⋅+⋅⋅= . (3).

Po rozwiązaniu analogicznych równań, siły Q1, Q2, Y1, Y2 oraz H wynoszą odpowiednio:

( ) ( ) ( )[ ]rYYsbPsbP2s1Q 21211 ⋅−+−⋅−+⋅= , (4),

( ) ( ) ( )[ ]rYYsbPsbP2s1Q 21122 ⋅−−−⋅−+⋅= , (5),

Typ wagonu towarowego Freight wagon type

Typ wózka Bogie type

Dopuszczalny nacisk zestawu kołowego na tor

[t] Wheel load limit

[t]

Wysokość hC środka ciężkości p.g.s. (stan

próżny) [m] Height hC of the centre of gravity

above rail head level (under empty condi-

tion) [m]

Wysokość hC środka ciężkości p.g.s. (stan

ładowny) [m] Height hC of the centre of gravity

above rail head level (under loaded condition) [m]

Uwagi Notes

408W-węglarka 408W-coal wagon 1XTa/S 20 1,158 1,923 wg [23]

acc. [23]

424V samowyładowczy 424V self-dumping 25TNb/2 20 1,492 2,404 wg [24]

acc. [24]

432R/433R 25TNb/2 20 1,704 2,403 wg [26] acc. [26]

407Kb kryty 407Kb box-car 25TNb/2 20 1,303 2,243 wg [25]

acc. [25]

418S 25TNb/2 20 1,743 2,536 wg [27] acc. [27]

418V samowyładowczy 418V self-dumping 2XTc 20 1,210 2,107 wg [28]

acc. [28]

458R cysterna 458R tank wagon

Y25Lsd1/ Y25Lsd 22,5 1,560 2,270 wg [29]

acc. [29]

456Re cysterna 456Re tank wagon

Y25Lsd1/ Y25Lsd 22,5 1,409 2,230 wg[30]

acc. [30]

List of the height values of the centres of gravity under empty and loaded conditions of the currently used freight wagons, determined analytically based on the calculations of deviations from the kinematic gauge reference profile (particular source materials are referred to in the notes) Table 1 Zestawienie wysokości środków ciężkości (środków masy) w stanie próżnym oraz w stanie ładownym dla wagonów towarowych aktualnie eksploatowanych wyznaczonych analitycznie na podstawie obliczeń zwężeń od zarysu odniesienia skrajni kinematycznej (poszczególne materiały źródłowe przedstawiono w uwagach) Tablica 1

Y1=0,30 m1·g (6),

Y2=0,15 m1·g (7),

H=Y1-Y2=0,15 m1g (8).

Dalsze dane przyjęto na podstawie dokumentacji kon-strukcyjnej, tzn. b=1 000 mm, s=0,5·1500=750 mm, r=460 mm (promień toczny koła w stanie nowym),

Therefore, the values of the forces P1,P2,Y1,Y2,Q1, Q2 and H acting on the wheelset axle amount, respec-tively, to:

145631N9,8118899100021400,0750,625P1 =⋅⋅

⋅+= , (9),

86117N9,8118899100021400,0750,625P2 =⋅⋅

⋅−= , (10),

52


hC=2600 mm (wysokość środka ciężkości, przyjęta jako ekstremalna dla wagonu 418S; tablica 1, po do-konaniu zaokrągleń) oraz h1=2600-460=2140 mm. Wysokości środków ciężkości (środków masy) w sta-nie ładownym przyjęto przyjmując dane z obliczeń innych wagonów towarowych, które zebrano i porów-nano w tablicy 1.

55619N9,81188990,30Y1 =⋅⋅= , (11), 27809N9,81188990,15Y2 =⋅⋅= , (12),

( )[ ] 164078N46027809556192508611717501456311500

1Q1 =⋅−+⋅−⋅⋅= ,

(13), ( )[ ] 67669N4602780955619250145631175086117

15001Q2 =⋅−−⋅−⋅⋅=

(14). The checking account is as follows:

P1+P2=145631+86117=231748 (15), Q1+Q2=164078+67669=231747 (16).

The condition of equilibrium of the forces is met and proves correctness of the results:

P1+P2=Q1+Q2 (17)

H=0,15m1·g=(Y1-Y2)=55619-27809=27810N (18). Table 2 includes the characteristics of selected cross-sections for the axle provided with Ø 120×179 journal, inclusive of the forces, moments of forces acting on the axle and the stresses in particular axle cross-sections.

W związku z powyższym wartości liczbowe sił działających na oś zestawu kołowego P1,P2,Y1,Y2,Q1 i Q2 oraz H wynoszą odpowiednio:

145631N9,8118899100021400,0750,625P1 =⋅⋅

⋅+= , (9),

86117N9,8118899100021400,0750,625P2 =⋅⋅

⋅−= , (10),

55619N9,81188990,30Y1 =⋅⋅= , (11), 27809N9,81188990,15Y2 =⋅⋅= , (12),

( )[ ] 164078N46027809556192508611717501456311500

1Q1 =⋅−+⋅−⋅⋅= ,

(13), ( )[ ] 67669N4602780955619250145631175086117

15001Q2 =⋅−−⋅−⋅⋅=

(14). Rachunek sprawdzający jest następujący:

P1+P2=145631+86117=231748 (15), Q1+Q2=164078+67669=231747 (16).

Warunek równowagi sił dowodzący poprawności wyników jest spełniony:

P1+P2=Q1+Q2 (17)

H=0,15m1·g=(Y1-Y2)=55619-27809=27810N (18).

W tablicy 2 przedstawiono charakterystyki wybranych przekrojów dla osi z czopem Ø 120×179 mm wraz z siłami, momentami sił obciążających oś oraz napręże-niami w poszczególnych przekrojach osi.

CZĘŚĆ OSI ZESTAWU KOŁOWEGO THE PART OF THE WHEELSET AXLE

Lp. Item

Parametr Parameter

Czop Axle journal

Przedpiaście Dust collar

Przekrój osadzenia koła

Wheel embedment cross-section

Zapiaście NAWF*

1. Średnica nominalna przekroju d [mm] Nominal diameter of d cross-section [mm]

120 146 185 160

2. Średnica zewnętrzna piasty koła [mm] Outer diameter of the wheel boss [mm] D=240

3. Powierzchnia przekroju F [mm2] Area of the F cross-section [mm2] 11 309,7 16 741,5 26 880,2 20 106,1

4. Moment bezwładności I [mm4] Moment of inertia I [mm4] 10 178 760,2 22 303 926,3 57 498 339,3

32 169 908,7 5. Wskaźnik wytrzymałości przekroju na

zginanie WX [mm3] Section modulus WX [mm3]

169 646 305 533 621 606 402 123

6. Wskaźnik wytrzymałości przekroju na skręcanie W0 [mm3] Torsional section modulus W0 [mm3]

339 292 611 066 1 243 211 804 247

7. Ramię siły P1 oraz Ff [mm] Arm of the forces P1 and Ff [mm] 89 160 375 430,9

8. Ramię siły Q1 [mm] Arm of the force Q1 [mm]

0 0 125 180,9

9. Siła P1 [N] The force P1 [N]

145631

Specification of the characteristics of selected cross-sections for the axle provided with Ø 120×179 journal, inclusive of the forces, moments of forces acting on the axle and the stresses in particular axle cross-sections Table 2 Zestawienie charakterystyk wybranych prze-krojów osi zestawu kołowego z czopem Ø 120×179 mm, momentów obciążających oraz naprężeń w poszczególnych przekrojach Tablica 2

53


10. Siła Q1 [N] The force Q1 [N]

164078

11. Siła P2 [N] The force P2 [N]

86117

12. Siła Q2 [N] The force Q2 [N]

67669

13. Siła Y1 [N] The force Y1 [N]

55619

14. Siła Y2 [N] The force Y2 [N]

27809

15. Siła H [N] The force H [N]

27810

16. Siła Ff [N] The force Ff [N]

29430

17. Moment Mx od siły P1 [N⋅mm] Moment Mx of the force P1 [N⋅mm] 12 961 159 23 300 960 54 611 625 62 752 398

18. Moment Mx od siły Q1 [N⋅mm] Moment Mx of the force Q1 [N⋅mm] 0 0 -20 509 750 -27 302 579,2

19. Moment od siły hamulcowej Mx’ [N⋅mm] Moment of the brake force Mx’ [N⋅mm]

261 927 470 880 735 750 735 750

l1=89 l2=160 l3=375 l4=416,4 19. Moment od siły hamulcowej My’

[N⋅mm] Moment of the brake force My’ [N⋅mm]

2 619 270 4 708 800 7 357 500 7 357 500

20. Moment skręcający od sił hamulcowych Mz [N⋅mm] Torque of the brake forces Mz [N⋅mm]

0 0 13 537 800 13 537 800

21. Moment zredukowany MR [N⋅mm] Equivalent moment MR [N⋅mm] 13 479 936 24 233 720 38 092 847

39 329 381

22. Współczynnik karbu Kf [-] Notch factor Kf [-]

1,014 1,22 1 1,012

23.

Naprężenia bez uwzględnienia współczynnika Kf [N/mm2] The stress without consideration of the Kf factor [N/mm2]

79,03 77,80 61,3 97,8

24.

Naprężenia z uwzględnieniem współczynnika Kf [N/mm2] The stress with consideration of the Kf factor [N/mm2]

82,21 96,76 61,3 99

25. Granica zmęczenia Zgo[N/mm2] materiału EA1N Fatigue limit of EA1N Zgo[N/mm2]

200 200 120 200

26. Współczynnik bezpieczeństwa S [-] Safety factor S[-] 1,2

27. Naprężenia dopuszczalne σdop [N/mm2] Allowable stress σdop [N/mm2] 166 166 100 166

28. Rzeczywisty współczynnik bezpieczeństwa S [-] Actual safety factor S[-]

2,1 1,71 1,63 1,76

*The axle part Near the Axle-Wheelseat Fillet

For purposes of calculation of the results presented in Table 2 the following data have been adopted:

transient radius in the area of the axle journal – dust collar r=40 mm; transient radius in the area of the dust collar -

wheel seat r=20 mm transient radius in the area of the middle part -

wheel seat R=75 mm The A coefficient, used in order to determine

the Kf factor, has been set down based on the formula of Fig. 7 of the standard PN-EN 13103-1:2017 (E) [14].

The graph of bending moment in particular wheelset axle cross-sections is shown in Fig. 4. According to Table 2, the axle effort in selected wheelset axle cross-sections varies. The values of allowable stress in the respective axle areas are also different. In the free

W przypadku wyników przedstawionych w tablicy 2, w celu wykonania odpowiednich obliczeń wykorzy-stano następujące dane:

promień przejściowy w strefie czopa i przed-piaścia r=40 mm promień przejściowy w strefie przedpiaścia i

podpiaścia r=20 mm promień przejściowy w strefie części środko-

wej i podpiaścia R=75 mm współczynnik A, użyty do wyznaczenia

współczynnika Kf został wyznaczony wg wzo-ru z rys. 7 wg normy PN-EN 13103-1:2017 (E) [14].

Wykres momentu zginającego poszczególne przekroje osi zestawu kołowego jest podany na rys. 4. Jak widać

54


zones the allowable stress amounts to 166N/mm2, with safety factor S=1.2, while in the embedment area it drops down to 100 N/mm2. The allowable stresses are given for the axles made of EA1N material, characterized by tensile limit of Rm=550÷650 N/mm2. Division of the axle into respec-tive zones is shown in Fig. 5.

z tablicy 2, wytężenie osi w wybranych przekrojach osi zestawu kołowego jest różne. Różne są też warto-ści dopuszczalnych naprężeń dla poszczególnych za-kresów osi, i tak dla stref swobodnych przy zachowa-niu współczynnika bezpieczeństwa S=1,2 naprężenia te wynoszą 166 N/mm2 oraz dla stref osadzeń 100 N/mm2. Naprężenia dopuszczalne są określone dla osi wykonanych z materiału EA1N, posiadającego granicę na rozciąganie Rm=550÷650 N/mm2. Podział osi na strefy jest przedstawiony na rys. 5.

Rys. 4. Przykładowy rozkład momentu gnącego obciążającego oś zestawu kołowego

Fig. 5. An example of the bending moment distribution acting on the wheelset axle

2b – spacing of middle points of the axle-boxes 2s – spacing of the rolling circles

2b1 – middle part of the axle

Rys. 5. Podział osi zestawu kołowego na strefy (zakresy) osadze-nia oraz strefy (zakresy) wolne (swobodne)

range 1 range 2 Fig. 5. Division of the wheelset axle into the embedment areas

and free areas

Analysis of the stress results in free zones, i.e. in dust collar, wheel embedment and NAWF areas, indicates that the forces arising during operation induce higher stresses in dust collar and NAWF. The concept of axle shaping is based on the principle that any fatigue scratch may be more easily detected in the exposed areas. Therefore, the stresses in the wheel boss are lower than in the neighboring areas. Another extremely important design condition allowing to keep this principle during operation, consists in fulfilment of the condition Dpi-

asty/d≥1.15 or Dpiasty/d≥1.12 in the case of the repair diameters. For the dust collar the ratio Dpi-

asty/d=185:146=1.26 should be kept, while for NAWF Dpiasty/d=185:160=1.15. In case of a wheel with boss diameter Dpiasty=183 mm, both conditions take less favorable values and are Dpiasty/d=183/146=1,25 and Dpiasty/d=183/160=1.14 , respectively. Therefore, if larger forces arose during operation or mechanical damage appeared, that significantly decrease the fatigue strength, a crack might occur in the transition area in the zone of transition radii, joining both zones with the wheel embedment (called the dust collar). This is one of the basic rules being obligatory during operation. The principle was confirmed by the research conducted by French, Japanese, British and American specialists. Thus, a crack is most likely to occur in the NAWF region (middle part of the axle) where the stresses take the highest values.

Wyniki naprężeń w strefach swobodnych przedpiaścia, osadzenia pod koła oraz zapiaścia, naprężenia od sił eksploatacyjnych są wyższe w przedpiaściu oraz w zapiaściu. Koncepcja ukształtowania osi polega na zachowa-niu zasady, że wszelkie rysy zmęczeniowe są ła-twiejsze do kontroli właśnie w rejonach odkrytych, dlatego też naprężenia w piaście koła są niższe niż w sąsiednich rejonach. Dalszym warunkiem konstruk-cyjnym, aby taką zasadę utrzymać podczas eksploata-cji, co jest niezwykle ważne, jest spełnienie warunku Dpiasty/d≥1,15, a w przypadku zastosowania średnic naprawczych Dpiasty/d=1,12. W przypadku przedpiaścia stosunek Dpiasty/d=185:146=1,26, a w przypadku zapia-ścia Dpiasty/d=185:160=1,15. W przypadku zastosowa-nia koła o średnicy piasty Dpiasty=183 mm obydwa warunki przyjmują wartości mniej korzystne i wyno-szące odpowiednio Dpiasty/d=183/146=1,25 , a w przy-padku „zapiaścia” Dpiasty/d=183/160=1,14. Gdyby za-tem wystąpiły większe siły w eksploatacji albo po-wstały uszkodzenia mechaniczne znacznie osłabiającą wytrzymałość zmęczeniową, to wówczas pęknięcie może powstać w rejonie przejścia w strefie promieni przejściowych, łączących obydwie strefy z osadzeniem koła (zwanym podpiaściem). Jest to jedna z podstawowych zasad obowiązują-cych w eksploatacji, którą umożliwia konstrukcja. Zasada ta została potwierdzona poprzez badania przeprowadzone przez specjalistów francuskich, japońskich, brytyjskich oraz amerykańskich. Tak więc najbardziej prawdopodobne jest wystąpienie

55


Another important issue from the point of view of the wheelset axle strength is the recommended ratio of the outer diameter of the wheel boss to the inner diameter. It amounts to 1.3<DZ/DW<1.5. In case of too small ratio a risk of deformation occurs, while too large ratio gives rise to a risk of cracking because of high notch factor, in accordance with section 4.3.4. of the ORE / ERRI Frage B 136 Report 11 [12]. The problem is connected to the need of minimization of the notch, caused by forcing the wheel on the axle. The axle is additionally loaded with surface pressure (compressive radial stress) and peripheral stress, that take the highest values on the outer axle surface. Table 3 presents the values of the DZ/DW ratio and the values of the notch factor Kf. For purposes of the calculations the diameter of the wheel embedment DW=185 mm was assumed. According to the presented data the increase in the notch coefficient Kf1 in the dust collar is more significant. In the case of an increase in the outer diameter DZ of the wheel boss, Kf1 grows about by 10%. At the NAWF area this effect is rather minor, amounting approximately only to 1%. The DZ/DW ratio is important taking into account the strength of the boss of the wheel being forced onto the wheelset axle. In the field of material strength this issue is known as the Lamé problem.

pęknięcia w rejonie „zapiaścia” (cześć środkowa osi), gdzie naprężenia są najwyższe. Kolejną sprawą ważną z punktu widzenia wytrzymało-ści osi (zestawu kołowego) jest stosunek zewnętrznej średnicy piasty koła do średnicy wewnętrznej, który jest formułowany jako zalecenie. Zalecany stosunek wynosi 1,3<DZ/DW< 1,5. Jeśli ten stosunek jest za mały, to wtedy powstaje niebezpieczeństwo powstania odkształceń, a jeśli jest za duży to wówczas powstaje niebezpieczeństwo pęknięcie z powodu dużego współ-czynnika karbu zgodnie z p.4.3.4. raportu ORE/ERRI Frage B 136 Raport 11 [12]. Zagadnienie to jest spo-wodowane minimalizacją karbu, spowodowanego wtłoczeniem koła na oś. Oś jest dodatkowo obciążona naciskami powierzchniowymi (ściskającymi napręże-niami promieniowymi) oraz naprężeniami obwodo-wymi, które na zewnętrznej powierzchni osi przyjmują największe wartości. W tablicy 3 przedstawiono war-tości stosunku DZ/DW oraz wartości współczynnika karbu Kf. Dla obliczeń założono, że średnica osadzenia pod koła wynosi DW=185 mm. Jak widać z przedstawionego zestawienia zwiększenie współczynnika karbu Kf1 dla przedpiaścia jest bardziej znaczące w przypadku wzrostu średnicy zewnętrznej DZ piasty koła i wynosi ok. 10%. W przypadku „zapia-ścia” wpływ ten nie jest znaczący i wynosi w przybli-żeniu tylko 1%. Stosunek DZ/DW jest natomiast istotny z punktu widzenia wytrzymałości piasty koła, wtła-czanego na oś zestawu kołowego. W wytrzymałości materiałów zagadnienie to jest znane jako zadanie Lamego.

3. WNIOSKI

1. Z przedstawionych analiz wynika, że oś z czopem Ø120×179 mm posiada wystarczającą nośność, aby przenieść obciążenia eksploatacyjne bez przekro-czenia naprężeń dopuszczalnych określonych w przepisach. Przedstawione obliczenia nie uwzględ-niają dodatkowych zabiegów technologicznych, ta-kich jak np. rolowanie (wałeczkowanie) osi w po-szczególnych przekrojach, które może zwiększyć granicę zmęczenia zginania obrotowego Zgo do wartości 240 MPa. Jest to uzasadnione tym, że za-bieg rolowania, zwany inaczej zabiegiem umocnie-nia powierzchniowego wywołuje naprężenia ściskające. Z punktu widzenia wytrzymałości zmęczeniowej jest to zabieg przynoszący korzyści i zmniejszający wartość naprężeń rozciągających po-chodzących od sił eksploatacyjnych. Problemem jednak, który nie został dostatecznie zbadany, jest tzw. relaksacja naprężeń, polegająca na zaniku tych naprężeń w wyniku drgań o szerokim paśmie czę-stotliwości. Wydaje się, że zabieg hartowania in-dukcyjnego, który przeprowadza się na całej długo-ści osi, związany ze zmianami strukturalnymi (wy-stępowanie martenzytu), jest zabiegiem bardziej skutecznym.

1. The presented analyzes indicate that strength of the axle with a Ø120×179 mm journal is sufficient to support the operating loads, not exceeding the allowable stresses specified in the regulations. Some additional technological measures, such as e.g. rolling of the axles in particular cross-sections, are not considered in the presented calculations, although they might increase up to 240 MPa the fatigue limit Zgo of the rotating axle subject to bending. This is justified by the fact that rolling, also known as the surface strengthening procedure, gives rise to compressive stress. From the point of view of fatigue strength this procedure brings benefit and reduces the tensile stress caused by operating forces. Nevertheless, the problem of so-called stress relaxation, consisting in disappearance of these stresses as a result of vibrations of wide frequency band, has not been sufficiently studied. It seems that the induction hardening procedure carried out along the entire axle length and associated with structural changes (martensite occurrence) is more effective.

3. CONCLUSIONS

2. Load capacity of the wheel axle was calculated with assumption of a very high location of the centre of gravity hc = 2600 mm of a loaded wagon. Such a location of the centre of gravity approximates well the one of the 418S four-axle freight wagon. It was based on an analysis of

56


2. Obliczenia nośności osi zestawu kołowego prze-prowadzono przyjmując bardzo wysoko położony środek ciężkości (środek masy) hc=2 600 mm wa-gonu w stanie ładownym. Tak wybrany środek ciężkości jest zbliżony do analizowanej wartości wagonu towarowego czteroosiowego 418S w sta-nie ładownym. Wybór ten przeprowadzono w oparciu o analizę około 10. różnych typów wago-nów towarowych. Obliczenia przeprowadzono w kierunku sprawdzenia bezpieczeństwa przy dzia-łaniu dużo większym działaniem momentu siły skierowanej w kierunku poprzecznym.

3. Ww. obliczenia nie uwzględniają dopuszczalnych strzałek ugięcia w poszczególnych sektorach osi zestawu kołowego, które autor przewiduje uwzględnić w dalszych publikacjach. Ważna jest tutaj przede wszystkim sprawa wystarczającej sztywności osi, co zapewnia prawidłową dynami-kę podczas poruszania się zestawu kołowego w to-rze. Jak wspomniano, będzie to przedmiotem na-stępnych publikacji.

4. Z analizy ww. obliczeń wynika jasno, że dobór średnic poszczególnych fragmentów osi oraz pro-mieni przejściowych nie jest przypadkowy, a po-ziom naprężeń w poszczególnych przypadkach obciążeń eksploatacyjnych jest tak dobrany, aby ewentualne rysy lub pęknięcia powstały tam, gdzie są łatwiejsze do wykrycia tzn. w części środkowej osi (najwyższy poziom naprężeń) lub na przedpia-ściu (najwyższy współczynnik karbu spowodowa-ny kształtem przejścia jednego przekroju w drugi). Najbardziej prawdopodobne jest wystąpienie pęk-nięć na tzw. „zapiaściu”. Dlatego też miejsca te powinny być zabezpieczone przed korozją za po-mocą specjalnych farb od uznanych producentów klasy 1 lub 2 wg normy europejskiej PN-EN 13261+A1:2011 [16]. Prawidłowość dobranych przekrojów osi oraz promieni przejściowych po-twierdziły badania stanowiskowe, jak również długoletnia eksploatacja prowadzona przez różne zarządy kolejowe.

5. Z dotychczas przeprowadzonych analiz wynika, że pomimo wystarczającego zapasu wytrzymało-ściowego osi, występuje tendencja do wydłużania okresu użytkowania osi zestawu kołowego. Wyni-ka to z realiów rynkowych, w których kolejowy transport towarowy jest poddany ostrej rywalizacji na rynku przewozowym z transportem drogowym. W związku z tym istnieje tendencja stopniowego wydłużania okresu eksploatacji osi. Jak już sygna-lizowano w poprzednich publikacjach, decydują-cym kryterium o kwalifikowaniu osi do eksploata-cji jest stan techniczny osi, a w żadnym wypadku nie wiek. Jeśli oś zestawu kołowego wykazuje niewielkie odstępstwa od wymaganego stanu tech-nicznego, wówczas pęknięcie osi spowodowane dodatkowym karbem może nastąpić po od kilku do

approximately 10 various types of the freight wagons. The calculations were carried out with a view to check the safety in case of occurrence of much greater moment induced by a lateral force.

3. In the above calculations the allowable deflections arising in particular sectors of the wheelset axles are not taken into account. The author intends to consider the problem in further publications. First of all, here the most important is the issue of sufficient axle rigidity ensuring correct dynamic behaviour of the wheelset motion on the track. As mentioned before, this will be a subject of subsequent publications.

4. Analysis of the above calculations clearly shows that selection of the diameters of particular axle parts and transient radii is not arbitrary. Furthermore, the stress level in particular operational load-cases is so selected as any scratches or cracks might occur where they are easily detectable, i.e. in the central part of the axle (the highest stress level) or on the dust collar (the highest notch factor caused by the shape of the transition between neighboring cross-sections). The cracks may most likely occur on the so-called NAWF. Therefore, these places should be protected against corrosion by means of special paints from recognized manufacturers of class 1 or 2, according to the European Standard PN-EN 13261+A1:2011 [16]. Correctness of the selected axle cross-sections and transient radii was confirmed by bench tests, as well as long-term use by various railway companies.

5. The analyzes carried out so far show, that despite sufficient reserve of the axle strength, a tendency to extend the wheelset axle useful life is observed. It is due to market realities according to which the rail freight transport strongly competes with the road transport. Therefore, a tendency to extend gradually the useful life of the axles takes place. As it was already notified in previous publications, the decisive criterion for authorization of the axle for use is its technical condition but in no event its age. Should the technical condition of the wheelset axle slightly deviates from the required state, the axle crack caused by an additional notch may occur after a period from few to several years of use. The axles may be taken out of service only in result of emergence of internal or external defects exceeding the permissible values. The axle may be withdrawn from service in result of permanent exceedance of the shape and position deviations, loss of its dimensions, i.e. exceedance of the minimum permissible repair dimensions.

6. When analyzing particular cross-sections of the wheelset axles provided with Ø120 × 179 mm journals, it should be taken into account that an

57


kilkunastu latach eksploatacji. Eliminowanie osi z eksploatacji może odbywać się tylko na pod-stawie znalezionych wad wewnętrznych lub wad zewnętrznych przekraczających wartości dopuszczalne. Powodem wykluczenia osi z eks-ploatacji może być trwałe przekroczenie odchy-łek kształtu i położenia, „utrata jej wymiarów”, czyli przekroczenie minimalnych dopuszczal-nych wymiarów naprawczych.

6. Analizując poszczególne przekroje osi zestawów kołowych z czopem Ø120×179 mm należy wziąć pod uwagę, że oś przewymiarowana (z dużo wyż-szym zapasem bezpieczeństwa, niż wynika to z obowiązujących przepisów) należy traktować jako błąd konstrukcyjny, gdyż oś jest częścią nieusprę-żynowaną pojazdu. Im większa wartość masy nie-usprężynowanej, tym większe oddziaływanie uda-rowe pojazd –nawierzchnia kolejowa.

7. W przypadku eksploatowanych osi zestawów ko-łowych celowe wydaje się podjęcie optymalizacji pod względem wytrzymałościowym, którą można przeprowadzić w ramach napraw na poziomie P5. Z wstępnych analiz można stwierdzić, że istnieją potencjalne możliwości przeprowadzenia optyma-lizacji przy niewielkich kosztach inwestycyjnych. Optymalizacja nie ma nic wspólnego z wyliczoną nośnością osi, która jest zadawalająca na obecnym poziomie eksploatacyjnym. Zwiększenie bezpie-czeństwa eksploatacyjnego bez zwiększenia masy osi zestawu kołowego jest zawsze zabiegiem ce-lowym, niezależnie od osiągniętych już rezulta-tów.

oversized axle (with a much higher safety margin than required by binding regulations) should be considered as a design error, since the axle is a non-suspended part of the vehicle. The higher the value of non-suspended mass, the greater the impact effect arising between the vehicle and the track superstructure.

7. In case of the wheelset axles in use the strength optimization seems to be advisable, that could be carried out as part of the repairs at P5 level. Preliminary analysis indicates potential possibilities for optimization at low investment cost. The optimization has nothing to do with the calculated axle load capacity, that is satisfactory at the current operating level. Enhancement of operational safety without increasing the mass of the wheelset axle is always a deliberate procedure, regardless of the results already achieved.

BIBLIOGRAPHY / BIBLIOGRAFIA [1] Sobaś M. Wytyczne do określenia nośności osi zestawów

kołowych wagonów towarowych z czopem o wymiarach Ø120×179 mm. Pojazdy Szynowe 2/2019

[2] Sobaś M. Wpływ omaźnicowanych zestawów kołowych na bezpieczeństwo eksploatacyjne. Pojazdy Szynowe nr 4/2016

[3] Sobaś M. Diagnostyka osi zestawów kołowych układów biegowych pojazdów trakcyjnych i tocznych. Pojazdy Szynowe nr 4/2010

[4] Sobaś M. Kryteria obiektywnej oceny prognozowanej oceny stanów osi zestawów kołowych pojazdów trak-cyjnych. Pojazdy Szynowe nr 1/2011

[5] Stasiak L. Doświadczenia determinacja charaktery-styk wytrzymałości zmęczeniowej osi zestawów koło-wych pojazdów szynowych. Poznań 1986

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

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

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

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

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

[11] Karta UIC 811-1. Warunki techniczne na dostawę osi zestawów kołowych dla pojazdów trakcyjnych i wago-nów. Karta wycofana 1.08.2006

[12] Raport ORE/ERRI B12 Rp.11/D Frage B136 Radsätze mit aufgesattelten Achslagern: Konstruktion, Unterhal-tung, Standardisierung. Bericht Nr.11. Berechnung von Radsatzwellen für Güterwagen und Reisezugwagen. Utrecht, April.1979 (j. polski: „Zestawy

kołowe z nasadzanymi maźnicami: Konstrukcja, Utrzymanie, Standaryzacja. Raport 11. Obliczenie osi zestawów kołowych wagonów towarowych i wagonów osobowych.” Utrecht, kwiecień 1979.)

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

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

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

[16] PN-EN 13261+A1:2011. Kolejnictwo. Zestawy kołowe i wózki. Osie. Wymagania dotyczące wyrobu.

[17] PN-EN 14363:2016 E. Kolejnictwo. Badania i symulacje modelowe własności dynamicznych pojazdów szynowych przed dopuszczeniem do ruchu. Badania właściwości biegowych i próby stacjonarne

[18] PN-EN 15313:2016 Kolejnictwo. Wymagania eksploatacyjne dotyczące obsługi zestawów kołowych. Utrzymanie zestawów kołowych pojazdów w eksploatacji i wyłączenie z eksploatacji.

[19] EN ISO 643:2003. Steels. Micrographic determination of the apparent grain size.

58


[20] PN-64/H-84027. Stal dla kolejnictwa. Gatunki. [21] PN-84/H-84027/03 . Stal dla kolejnictwa. Osie

zestawów kołowych dla pojazdów szynowych. Gatunki. [22] OW-1166/1. Tymczasowe warunki techniczne na

rolowanie osi zestawów kołowych dla pojazdów trakcyjnych oraz wagonów osobowych i towarowych (w archiwum IPS TABOR)

[23] OR-6220. Obliczenie skrajni kinematycznej zwężonej wagonu 408W na wózkach 1XTa/S. (w archiwum IPS TABOR)

[24] OR-6390. Obliczenie skrajni kinematycznej zwężonej wagonu 424V na wózkach 25TNb/2. (w archiwum IPS TABOR)

[25] Opracowanie 407Kb 0108-1. Obliczenie skrajni kinematycznej wagonu 407 Kb na wózkach 25TNb/2. (w archiwum IPS TABOR)

[26] Opracowanie 432 R 0108-1. Obliczenia skrajni kinematycznej zwężonej wagonów 432R i 433 R na wózkach 25TNb/2. (w archiwum IPS TABOR)

[27] Opracowanie 418S 0108-1 . Obliczenie skrajni wagonu 418S na wózkach 25TNb/2. (w archiwum IPS TABOR)

[28] Opracowanie 418V 11603-1/N. Obliczenie skrajni kinematycznej zwężonej wagonu 418Vb na wózkach 2XTc. (w archiwum IPS TABOR)

[29] OR-8260. Wytyczne do obliczeń skrajni kinematycznej wagonów czteroosiowych na przykładzie wagonów cystern „458R” oraz wagonów pokrewnych. Wyznaczanie współczynnika pochylania i wpływu luzów ślizgów bocznych na zwężenia quasi-statyczne „z” (w archiwum IPS TABOR)

[30]OR-8464. Obliczenia bieguna przechylania, współczynnika przechylania i niesymetrii własnej wagonu cysterny typu 456 Re przeznaczonego do transportu dwutlenku węgla w stanie ciekłym. (w archiwum IPS TABOR)

59


mgr inż. Marta Borwin dr inż. Paweł Komorski dr hab. inż. Grzegorz Szymański Politechnika Poznańska,

W artykule przedstawiono proces modelowania zjawiska propagacji hałasu generowanego pod-czas przejazdu pojazdu kolejowego w funkcji odległości od źródła dźwięku oraz częstotliwości oktawowych. Podstawą do opracowania modeli proragacji dźwięku były zrealizowane badania eksperymentalne. Pomiary akustyczne przeprowadzono w obszarze linii kolejowej, którego tor był zlokalizowany na nasypie. Następnie opracowano model, który najwierniej odwzorowuje analizowane zjawisko w warunkach rzeczywistych.

The article presents the process of modeling the phenomenon of noise propagation generated during the passage of a railway vehicle as a function of distance from the sound source and of octave frequencies. The conducted experimental studies served as the basis for the development of sound propagation models. Acoustic measurements were carried out in the area of the rail-way line whose track was elevated on a track foundation. Then a model was developed that most faithfully reproduces the analyzed phenomenon in real conditions.

Modeling of the sound propagation for a railway vehicle moving on the track

Modelowanie propagacji hałasu podczas przejazdu pojazdu kolejowego na nasypie

1. WPROWADZENIE Postęp cywilizacyjny niesie za sobą szereg udo-

godnień, jednak przy dynamicznym rozwoju miast, sieci komunikacyjnych i przemysłu nie można unik-nąć negatywnych zjawisk. Jednym z nich jest ciągły wzrost poziomu emisji i propagacji hałasu w środowi-sku. Brak świadomości o szkodliwym działaniu hałasu na organizm człowieka ma coraz większy wpływ na postępujące problemy związane z zaburzeniami zdro-wia, a także efektywnością pracy i jakością odpoczyn-ku człowieka.

Istnieje zatem coraz większa potrzeba badania mechanizmów propagacji hałasu. Prognozowanie poziomów dźwięku w środowisku pozwala opraco-wywać skuteczne metody zapobiegania lub ogranicza-nia hałasu. Modelowanie hałasu na podstawie danych empirycznych niesie za sobą cenne informacje o za-chowaniach fali akustycznej w rzeczywistych ukła-dach [1]. Atutem zrealizowanych badań jest szansa wykorzystania ich w konkretnych sytuacjach pomia-rowych odzwierciedlających sytuacje, w których przeprowadzono eksperyment. Istnieje możliwość zastosowania opracowanych modeli jako narzędzi komercyjnych do badania jakości życia w obszarach zurbanizowanych, prognozowania poziomów dźwięku na terenach przeznaczonych do budowy infrastruktury komunikacyjnej oraz testowania możliwości nowego taboru przeznaczonego do wprowadzenia na rynek [2].

1. INTRODUCTION

Technological progress brings with it a number of conveniences, however, with dynamic development of cities, communication networks and industry, its negative aspects cannot be easily avoided. One of those aspects is the continuous increase in the level of noise emission and propagation in the environment. Lack of awareness about the harmful effects of noise on the human body has an increasing impact on the progressing problems related to health disorders, as well as the effectiveness of work and the quality of human rest.

There is therefore a growing need to study noise propagation mechanisms. Forecasting sound levels in the environment allows to develop effective methods to prevent or reduce noise. Noise modeling based on empirical data provides valuable information about the behavior of acoustic waves in real systems [1]. The main benefit of the performed research is the chance to utilize this research results from specific measurement situations, reflecting the situations in which the experiment was conducted. It is possible to use the developed models as a commercial tool: for testing the quality of life of urban areas, forecasting sound levels in areas intended for the construction of communication infrastructure or testing the possibili-ties of new rolling stock before releasing it on the market [2].

60


2. RESEARCH METHOD

2.1. Main research assumptions The basis of the research is a passive experi-

ment, which consists of testing objects with unknown state features in "in situ" conditions, i.e. in their nor-mal working conditions. The empirical approach, based only on the results of measurements, makes it difficult to choose the right analysis method and con-struct the model. The main advantage is that it makes it possible to most faithfully reproduce reality, which is the main goal of this research [3].

The subject of the study is the measurement of sound signals generated during the travel of trains on a railway line located on an elevated foundation. The scheme of the track cross-section is shown in Fig. 1.

2. METODYKA BADAŃ

2.1. Główne założenia badawcze Podstawą badań jest eksperyment bierny, który

polega na badaniu obiektów o nieznanych cechach stanu w warunkach „in situ”, czyli w ich naturalnych warunkach pracy. Podejście empiryczne, którego bazą są jedynie wyniki pomiarów, utrudnia dobranie odpo-wiedniej metody analizy i skonstruowanie modelu. Głównym atutem jest możliwość najwierniejszego odwzorowania rzeczywistości, co jest celem nadrzęd-nym niniejszych badań [3].

Przedmiotem badań jest pomiar sygnałów dźwięku generowanych podczas przejazdu pociągów po linii kolejowej usytuowanej na nasypie. Schemat przekroju torowiska przedstawiono na rys. 1.

Pomiary sygnałów akustycznych zrealizowano podczas przejazdów pociągów pasażerskich. W ekspe-rymencie analizą objęto kategorię pociągów pośpiesz-nych. Ważnym aspektem jest fakt, iż lokomotywy, które wchodziły w skład pociągów ososbowych były jednakowego typu. Ponadto liczba wagonów w zbada-nych przypadkach była podobna. Tego typu informa-cje są istotne z punktu widzenia powtarzalności zreali-zowanych pomiarów akustycznych oraz zasadności opracowanej metodyki badawczej.

Charakter sygnałów akustycznych w dużej mie-rze uwarunkowany jest przez typ konstrukcji toru, po którym porusza się pojazd. Z uwagi na fakt, że we wszystkich rozpatrywanych lokalizacjach budowa toru była jednakowa, zdecydowano pominąć analizę części składowych toru, jak i wpływ prędkości pociągów na emisję i propagację dźwięku.

Z racji tego, że pomiary odbywały się w rze-czywistych warunkach, podczas wykonywania pomia-rów zwrócono szczególną uwagę na założenia doty-czące warunków środowiska akustycznego oraz spe-cyfiki toru. Istotnym założeniem jest swobodna pro-pagacja dźwięku oraz brak przeszkód, które mogłyby pochłaniać lub odbijać dźwięk. Z uwagi na brak za-kłóceń rejestrowanych sygnałów ważną kwestią jest też brak skrzyżowań kolejowo-drogowych w pobliżu punktów pomiarowych. W celu wyeliminowania moż-liwości występowania zmian prędkości pojazdu, wy-brano do badań proste odcinki toru. 2.2. Lokalizacja punktów pomiarowych

Wyniki pomiarów dźwięku, które zarejestrowa-no wokół obszaru linii kolejowej, wykorzystano do opracowania modeli. Badania miały na celu porówna-nie rozchodzenia się fal akustycznych i wybór mode-lu, który najlepiej odzwierciedla rzeczywiste zjawiska w konkretnych warunkach terenowych. W celu identy-fikacji modelu opisującego zależność poziomu hałasu w funkcji odległości od źródła dla różnych częstotli-wości oktawowych, punkty pomiarowe usytuowano w linii prostej, prostopadle do osi toru, co przedstawiono na rys. 2. Punkty 1 (70 m od osi toru), 2 (60 m), 3 (50

Measurements of acoustic signals were made during passenger train travel. Express trains category was included in the analysis of the experiment. It is important to note that the locomotives that were part of the passenger train sets were all of the same type. In addition, the number of wagons in the cases exam-ined was similar. This type of information is impor-tant concerning the repeatability of the acoustic meas-urements carried out and the validity of the research method used.

The nature of the acoustic signals is largely de-termined by the type of track structure on which the vehicle moves. Due to the fact that the track structure was the same at all considered locations, it was de-cided to omit the analysis of track components as well as the impact of train speed on sound emission and propagation.

Due to the fact that the measurements were car-ried out in real conditions, special attention was paid during the measurements to the assumptions regarding the conditions of the acoustic environment and track specificity. An important assumption is the free propagation of sound and the lack of obstacles that could absorb or reflect the sound. Due to the lack of interference of the recorded signals, a lack of rail-road intersections near the measuring points is also an im-portant issue. In order to eliminate the possibility of changes in vehicle speed, straight track sections were selected for testing.

2.2. Selection of measurement points location

Sound measurement results, which were re-corded around the railway line area, were used to

Rys. 1. Schemat przekroju toru usytuowanego na nasypie Fig. 1. Rail track schematic with the foundation

61


m), 4 (40 m), 5 (30 m), 6 (20 m) wykorzystano do opracowania modelu. Natomiast na podstawie pomia-rów w punktach 7 (25 m) i 8 (45 m) dokonano walida-cji opracowanego modelu. Wszystkie punkty zlokali-zowane były na wysokości około 1,5 m od powierzch-ni gruntu (zgodnie z założeniami opisanymi w stan-dardzie ISO 3095:2013, odnoszącym się do wykony-wania tego typu pomiarów).

develop models. The study aimed to compare the propagation of acoustic waves and choosing the model that best reflects real phenomena in the given specific field conditions. In order to identify the model describing the dependence of the noise level as a function of distance from the source for various octave frequencies, the measuring points were located in a straight line, perpendicular to the rail line center axis, as shown in Fig. 2. Points 1 (70 m from the rail line), 2 (60 m), 3 (50 m), 4 (40 m), 5 (30 m), 6 (20 m) were used to develop the model. Additionally, the developed model was validated based on the measurements at points 7 (25 m) and 8 (45 m). All points were located at a height of about 1.5 m from the ground (in accordance with the assumptions described in the ISO 3095:2013 standard, referring to such measurements).

Fig. 2. Location of measurement points and their distance from the track

Rys. 2. Lokalizacja punktów pomiarowych w obszarze toru umieszczonego na nasypie

Ponadto badania przeprowadzano w stałych wa-

runkach atmosferycznych: temperatura powietrza około 20 °C, ciśnienie atmosferyczne 1017 hPa, brak opadów, prędkość wiatru poniżej 5 m/s, wilgotność powietrza 64%.

2.3. Aparatura pomiarowa i akwizycja sygnałów

W skład aparatury pomiarowej wykorzystanej do badań wchodzi: 8 mikrofonów Brüel & Kjær typu 4189-L-001, fotokomórka, 2 jednostki akwizycji sy-gnałów PULSE Access Type 3060-C firmy Brüel & Kjær, mobilny komputer (służący do sterowania po-miarami i akwizycji sygnałów).

Akwizycję danych realizowano w sposób cią-gły, w paśmie pomiarowym wynoszącym 25,6 kHz, przy częstotliwości próbkowania 65536 próbek na sekundę. Sygnały mierzono synchronicznie we wszystkich punktach pomiarowych. Ponadto sygnał napięciowy, pochodzący z fotokomórki typu nadajnik-odbiornik, wykorzystano do określenia początku i końca przejazdu pojazdu. Rejestrację i przetwarzanie sygnałów przeprowadzono na bazie okna czasowego. Na rys. 3. schematycznie przedstawiono sposób selek-cji czasowej sygnału.

In addition, the tests were carried out under constant atmospheric conditions: air temperature around 20oC, atmospheric pressure 1017 hPa, no pre-cipitation, wind speed below 5 m/s, and air humidity at 64%.

2.3. Measuring apparatus and signal acquisition

The measuring apparatus used for the research includes: 8 Brüel & Kjær type 4189-L-001 micro-phones, a photocell, 2 units of PULSE Access Type 3060-C signal acquisition devices by Brüel & Kjær, a laptop computer (used to control measurements and signal acquisition).

Data acquisition was carried out continuously, in a measuring band of 25.6 kHz, with a sampling frequency of 65536 samples per second. Signals were measured synchronously at all measuring points. In addition, the voltage signal from the transmitter-receiver photocell was used to determine the begin-ning and end of the vehicle's passage. The recording and processing of signals was based on a time win-dow. Fig. 3. schematically shows the method of signal time selection.

Ze zmierzonego sygnału wydzielono pożądany fragment, wykorzystany do dalszego modelowania. Symbolem tp oznaczono chwilę czasową dla początku pomiaru, symbolem tk oznaczono chwilę czasową końca pomiaru, natomiast ∆tp,k jest czasem przejazdu pociągu przez przekrój pomiarowy [3]. Tak przygoto-wane sygnały akustyczne wykorzystano do opracowa-nia modeli propagacji.

62


3. PROPONOWANE FUNKCJE DO MODELO-WANIA

Na podstawie analizy literatury stwierdzono, że w badaniu zjawiska propagacji dźwięku najbardziej adekwatne są modele liniowe. Badane zjawisko pro-pagacji hałasu bazuje na zależności funkcyjnej, zatem budowa modelu opiera się na zmianie wartości po-ziomu ciśnienia akustycznego, w zależności od zmiennej wartości odległości od źródła dźwięku w i-tym paśmie częstotliwości. Zastosowanie modeli li-niowych w modelowaniu tego rodzaju zjawiska jest najprostszym sposobem określenia zależności wpływu zmiennych objaśniających na poziom dźwięku, zwłaszcza gdy nie jest znana konkretna postać funk-cyjna tej zależności [4, 5]. Dodatkowym argumentem uzasadniającym jest fakt, że prawie wszystkie funkcje można w pewnym zakresie linearyzować. Szukając zależności między zmianami poziomu ciśnienia aku-stycznego i odległości od źródła dźwięku posłużono się narzędziami statystycznymi. Opracowując model statystyczny istotna jest umiejętność szukania kom-promisu pomiędzy nadmiernym uproszczeniem, a przesadnym nagromadzeniem szczegółów. Wybiera-jąc zatem postać funkcyjną modelu, należy skupiać się na najprostszych formułach matematycznych [7, 8].

Uwzględniając powyższe, do obliczenia rozpa-trywanej zależności zaproponowano pięć modeli:

The desired fragment was separated from the measured signal and used for further modeling. The symbol tp denotes the time point for the beginning of the measurement, while tk denotes the time of the end of the measurement, and ∆tp,k is the time it takes the train to travel through the measuring section [3]. The acoustic signals prepared in this way were used to develop sound propagation models.

Model potęgowy: gdzie: Li – poziom ciśnienia akustycznego w i-tym paśmie częstotliwości, ai, bi – współczynniki modelu dla t-tego pasma często-tliwości, r – odległość od źródła dźwięku. Model potęgowy z wyrazem wolnym: gdzie: Li – poziom ciśnienia akustycznego w i-tym paśmie częstotliwości, ai, bi, ci – współczynniki modelu dla t-tego pasma czę-stotliwości, r – odległość od źródła dźwięku. Model wielomianowy drugiego stopnia: gdzie: Li – poziom ciśnienia akustycznego w i-tym paśmie częstotliwości, ai, bi, ci – współczynniki modelu dla t-tego pasma czę-stotliwości, r – odległość od źródła dźwięku. Model eksponencjalny:

3. PROPOSED MODELING FEATURES

Based on the literature analysis, it was found that linear models are the most adequate in the study of sound propagation phenomenon. The studied phe-nomenon of sound propagation is based on functional dependence, therefore the model construction is based on changing the value of the sound pressure level, depending on the variable value of distance from the sound source in the i-th frequency band. The use of linear models in modeling this type of phenomenon is the simplest way to determine the relationship of the influence of key variables on the sound level, espe-cially when the specific function description of this relationship is unknown [4, 5]. An additional argu-ment is that almost all functions can be linearized to some extent. Statistical tools were used to look for relationships between changes in sound pressure level and distance from the sound source. When developing a statistical model, it is important to be able to find a compromise between excessive simplification and excessive accumulation of details. Therefore, when choosing the model and describing it as a function, one should focus on the simplest mathematical formu-las [7, 8].

Considering the above, five models were pro-posed to calculate the relationship under considera-tion: Power model:

where: Li – sound pressure level in the i-th frequency band, ai, bi – model coefficients for the i-th frequency band, r – distance from the sound source.

Power model with a constant term:

where: Li – sound pressure level in the i-th frequency band, ai, bi, ci – model coefficients for the i-th frequency band, r – distance from the sound source.

Quadratic function model:

where: Li – sound pressure level in the i-th frequency band, ai, bi, ci – model coefficients for the i-th frequency band, r – distance from the sound source.

(1).

(2).

(3).

(4).

(3).

(2).

(1).

63


gdzie: Li – poziom ciśnienia akustycznego w i-tym paśmie częstotliwości, ai, bi, ci – współczynniki modelu dla t-tego pasma czę-stotliwości, e – podstawa logarytmu naturalnego, r – odległość od źródła dźwięku. Model bazujący na superpozycji dwóch funkcji eksponencjalnych: gdzie: Li – poziom ciśnienia akustycznego w i-tym paśmie częstotliwości, ai, bi, ci, di – współczynniki modelu dla t-tego pasma częstotliwości, e – podstawa logarytmu naturalnego, r – odległość od źródła dźwięku.

We wszystkich powyższych przypadkach zmienna zależna (tj. poziom ciśnienia akustycznego) związana jest ze zmienną niezależną (tj. odległością od źródła dźwięku). Otrzymany zbiór krzywych po-wyższych modeli w każdym paśmie częstotliwości będzie podstawą do oszacowania widm sygnałów, dzięki znajomości współczynników regresji [9, 11].

4. WYNIKI BADAŃ

Badania akustyczne przeprowadzono w ujęciu jakościowej analizy sygnałów. Uzyskane sygnały w pierwszej kolejności poddano analizie w dziedzinie częstotliwości, w wyniku czego wyznaczono widma oktawowe sygnału o składowych w zakresie często-tliwości od 16÷16000 [Hz].

Exponential model:

where: Li – sound pressure level in the i-th frequency band, ai, bi, ci – model coefficients for the i-th frequency band, e – logarithm base, r – distance from the sound source.

Model based on superposition of two exponential functions:

gdzie: Li – sound pressure level in the i-th frequency band, ai, bi, ci, di – model coefficients for the i-th frequency band, e – logarithm base, r – distance from the sound source.

In all of the above cases, the function value (i.e.

sound pressure level) is associated with the independ-ent variable (i.e. distance from the sound source). The obtained set of curves of the above models in each frequency band will be the basis for estimating signal spectra, thanks to the knowledge of regression coeffi-cients [9, 11].

4. RESULTS

Acoustic tests were carried out in terms of qualitative signal analysis. The obtained signals were first analyzed in the frequency domain, as a result of which the octave spectra of the signal with compo-nents in the frequency range from 16÷16000 [Hz] were determined.

Sound pressure level relative to the distance from the source [dB] Octave

[Hz] 20 m 30 m 40 m 50 m 60 m 70 m

16 75.0 77.2 74.9 74.4 76.8 66.2

31.5 76.4 76.9 75.2 75.4 75.7 66.5

63 73.0 73.3 74.0 71.3 70.0 65.5

125 67.7 68.6 71.4 67.8 65.9 61.6

250 66.6 65.5 68.1 65.3 63.9 62.2

500 74.3 73.5 72.5 69.8 67.9 65.2

1000 79.3 78.8 80.0 78.4 76.8 73.6

2000 80.5 80.2 81.1 81.0 80.0 76.3

4000 69.8 68.8 69.4 69.0 68.7 65.7

8000 59.8 58.8 58.2 57.4 56.0 52.9

16000 44.1 43.3 41.4 39.2 35.4 41.3

Tab.1. The results of the octave analysis for the described research case

Tablica1. Wyniki analizy oktawowej dla opisywanego przypadku badawczego

Signals from 17 passenger trains were recorded. The tested vehicles differed in terms of train catego-ries, which was confirmed by the test results by sig-nificant differences in the sound level obtained in given frequency bands, which ranged from 3÷8 [dB].

The results of octave analysis are the input data for the development of noise propagation regression models. The point of modeling is to answer the ques-tion of which models will most accurately reflect the phenomenon of sound propagation. First, it was veri-fied whether the above input data used for implemen-tation in models (1-5) would meet the statistical con-ditions [10]. The first stage of modeling consisted of statistical verification of the developed five models for each octave band. The level of significance of individual coefficients of regression equations was checked, which allowed to eliminate models that poorly represented the studied phenomenon in a given frequency band. From the models whose parameters met the assumptions of the significance test, the model with the highest determination coefficient value R2 was selected, which made it possible to choose the best model in terms of quality.

(4).

(5). (5).

64


Zarejestrowano sygnały z przejazdów 17 pocią-gów osobowych. Badane obiekty różniły się między sobą kategoriami pociągów, co potwierdziły wyniki badań w znacznych różnicach poziomu dźwięku w danych pasmach częstotliwości, które wynosiły od 3÷8 [dB].

Wyniki analizy oktawowej są danymi wejścio-wymi do opracowania modeli regresyjnych propagacji hałasu. Istotą modelowania jest odpowiedź na pytanie, jakie modele najdokładniej odzwierciedlą zjawisko propagacji dźwięku. W pierwszej kolejności spraw-dzono czy powyższe dane wejściowe wykorzystane do zaimplementowania w modelach (1-5), będą spełniać warunki statystyczne [10]. Pierwszy etap modelowa-nia polegał na weryfikacji statystycznej opracowanych pięciu modeli dla każdego pasma oktawowego. Sprawdzono pozim istotności poszczególnych współ-czynników równań regresji, co pozwoliło wyelimo-nować modele, które słabo odwzorowywały badane zjawisko w danym paśmie częstotliwości. Spośród modeli, których parametry spełniały założenia testu istotności, wybrano model o najwyższej wartości współczynnika determinacji R2, co pozwoliło wybrać model najlepszy pod względem jakościowym.

The notation used in the equations of the above models was adopted analogously to the functional dependencies (1-5). For the analyzed passenger train travel, the best model reflecting the changing trends of the analyzed phenomenon is the power model with the constant term (power2), which expresses equation (2). The model is used most often because it works in up to seven frequency bands.

Figs. 4 and 5 present the results of the regres-sion analysis of the sound pressure level as a function of distance from the sound source. In order to com-pare the model selected in a given band with other proposed models, their characteristics are presented in common charts corresponding to individual bands.

Oznaczenia użyte w równaniach powyższych modeli przyjęto analogicznie jak w zależnościach funkcyjnych (1-5). Dla analizowanego przejazdu po-ciągu osobowego najlepiej odzwierciedlającym zmienne tendencje analizowanego zjawiska jest model potęgowy z wyrazem wolnym (power2), który wyraża równanie (2). Model wykorzystywany jest najczęściej, ponieważ sprawdza się aż w siedmiu pasmach często-tliwości.

Na rys. 4 zaprezentowano wyniki analizy regre-sji zależności poziomu ciśnienia akustycznego w funkcji odległości od źródła dźwięku. W celu porów-nania wybranego w danym paśmie modelu z pozosta-łymi propozycjami, ich charakterystyki przedstawiono na wspólnych wykresach odpowiadających poszcze-gólnym pasmom.

Based on the analysis of the above characteris-tics, it can be noted that the power model with the constant term, marked on the charts with a red solid line (power2 model), in most cases best reflects the results of measurements at specific measuring points. According to the characteristics presented in Fig. 4, it can be seen that in the lowest and highest ranges of frequency bands there is a large dispersion both in the recorded sound pressure levels and in the curves of the developed models themselves. The values of the R2 coefficients determined for equation (2) are in the range <0.86÷0.99>, which proves that the selected models are of good quality.

5. MODEL VALIDATION

The final stage of the analysis was the valida-tion of the model selected for each band, as shown in Fig. 5. The validation of selected models consists of measuring acoustic signals at other distances from the track axis than those intended for the development of the models, and comparing the corresponding sound pressure levels (red points in Fig. 6) with values that were obtained by simulation using the developed model.

65


��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

Distance [m]20 30 40 50 60 70

SPL

16H

z [dB]

50

60

70

80

90

100Distance vs. L1 6 Hz

Validaton datapower1power2poly2exp1exp2

��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

Distance [m]20 30 40 50 60 70

SPL

31H

z [dB]

50

60

70

80

90



��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

Distance [m]20 30 40 50 60 70

SPL

63H

z [dB]

50

60

70

80

90



��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

Distance [m]20 30 40 50 60 70

SPL 12

5Hz [d

B]50

60

70

80

90



��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

Distance [m]20 30 40 50 60 70

SPL 25

0Hz [d

B]

50

60

70

80

90

100Distance vs. L 25 0 Hz


��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

Distance [m]20 30 40 50 60 70

SPL 50

0Hz [d

B]

50

60

70

80

90

100Distance vs. L 50 0 Hz


��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

Distance [m]20 30 40 50 60 70

SPL 10

00H

z [dB]

50

60

70

80

90

100

110Distance vs. L1 00 0 Hz


��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

Distance [m]20 30 40 50 60 70

SPL 20

00H

z [dB]

50

60

70

80

90

100

110D is tance vs . L2 00 0 Hz


��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

Distance [m]20 30 40 50 60 70

SPL 40

00H

z [dB]

50

60

70

80

90Dis tance vs . L4 00 0 Hz


��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

Distance [m]20 30 40 50 60 70

SPL 80

00H

z [dB]

45

50

55

60

65

70

75D is tance vs . L8 00 0 Hz


66


Fig. 4. The sound pressure level as a function of distance from the sound source for different octave frequencies

��

��

��

��

��

��

��

��

��

��

Distance [m]20 30 40 50 60 70

SPL 16

000H

z [dB]

30

40

50

60

70Distance vs. L1 6 00 0 Hz


Rys. 4. Zależność poziomu ciśnienia akustycznego w funkcji odległości od źródła dźwięku dla różnych częstotliwości oktawowych

Na podstawie analizy powyższych charaktery-styk można zauważyć, że model potęgowy z wyrazem wolnym, oznaczony na wykresach czerwoną linią ciągłą (model power2), w większości przypadków najlepiej odwzorowuje wyniki pomiarów w konkret-nych punktach pomiarowych. Zgodnie z przedstawio-nymi na rys. 4 charakterystykami, można zauważyć, że w najniższych i najwyższych zakresach pasm czę-stotliwości jest duży rozrzut zarówno w zarejestrowa-nych poziomach ciśnienia akustycznego, jak i w sa-mych przebiegach opracowanych modeli. Wyznaczo-ne dla równania (2) wartości współczynników deter-minacji R2 zawierają się w przedziale <0,86÷0,99>, co świadczy o dobrym jakościowo odwzorowaniu wy-branych modeli.

5. WALIDACJA MODELI

Ostatnim etapem analizy była walidacja wybra-nego dla każdego pasma modelu, co przedstawiono na rys. 5. Walidacja wybranych modeli polega na pomia-rze sygnałów akustycznych w innych odległościach od osi toru niż przewidziane do opracowania modeli i porównaniu odpowiadających im wartości poziomu ciśnienia akustycznego (czerwone punkty na rys. 5) z wartościami, które otrzymano na drodze symulacji z wykorzystaniem opracowanego modelu.

Jak wynika z rys. 5, sprawdzenie wybranych modeli dało oczekiwany rezultat. W większości przed-stawionych przypadków, różnice pomiędzy zmierzo-nymi i estymowanymi poziomami poziomami dźwię-ku nie przekraczają wartości 1 dB. Najwyższe różnice można zaobserwować w skrajnych (tj. niskich i wyso-kich) pasmach oktawowych. W przypadku pasma 16 kHz różnica wynosiła ok. 4 dB, natomiast w niskich pasmach (do 63 Hz), nie przekraczała 3 dB. Stanowi to podstawę do twierdzenia, że wybrany model dobrze oddaje charakter badanego zjawiska, a algorytm wy-boru modeli opracowano zadowalająco.

The validation in Fig. 5 inicates, that checking the selected models gave the expected result. The differences between the measured and estimated sound levels do not exceed 1 dB In most of the cases shown. The greatest differences can be observed in the extreme (i.e. low and high) octave bands. In the case of the 16 kHz band the difference was about 4 dB, while in low bands (up to 63 Hz) it did not exceed 3 dB. This formed the basis for the statement that: the selected model reflects the nature of the studied phe-nomenon, and the model selection algorithm has been developed satisfactorily.

Based on the conducted experimental research and conducted analyzes and simulations, it can be concluded that the developed models can be used to forecast the noise propagation from moving passenger trains relative to the distance between the recipient and the source. The final result of the validation of the models indicates a high probability that the conducted research was successful.

Rys. 5. Walidacja modelu Fig. 5. Model validation

6. CONCLUSIONS

67


It should be noted that the developed models can be used in specific environmental research condi-tions, the most important of which are the movement of passenger trains on an elevated track of this type. In order to comprehensively approach this issue, further research should be carried out, which will first indi-cate the relationship between the speed of a passing rail vehicle and the generated noise propagation. In addition, it is important to estimate the technical con-dition of vehicles (i.e. drive systems and propulsion systems) as well as the condition of the rail infrastruc-ture (i.e. rail acoustic roughness parameter) in order to determine its correlation with the generated noise.

6. PODSUMOWANIE I WNIOSKI

Na podstawie zrealizowanych badań ekspery-mentalnych oraz przeprowadzonych analiz i symula-cji, można stwierdzić, że opracowane modele mogą być wykorzystane do prognozowania propagacji hała-su pociągów pasażerskich w zależności od odległości odbiorcy od źródła. Rezultat końcowy walidacji mo-deli wskazuje na wysokie prawdopodobieństwo suk-cesu przeprowadzonych badań.

Należy zaznaczyć, że opracowane modele mogą zostać wykorzystane w określonych warunkach śro-dowiskowo-badawczych, z których najważniejszym jest przejazd pociągów pasażerskich po torze usytu-owanym na nasypie. W celu kompleksowego podej-ścia do tego typu zagadnienia należy przeprowadzić dalsze badania, które w pierwszej kolejności wskażą zależność propagacji hałasu od prędkości przejeżdża-jącego pojazdu szynowego. Ponadto istotne jest osza-cowanie stanu technicznego pojazdów (tj. układów biegowych i napędowych) i infrastruktury kolejowej (tj. parametru chropowatości akustycznej szyn) w celu określenia korelacji z generowanym hałasem.


[1] Orczyk M.: Analiza i ocena wpływu natężenia ruchu drogowego na poziom hałasu w otoczeniu autostrady A2 na odcinku Komorniki - Krzesiny. Rozprawa dok-torska, Politechnika Poznańska, Poznań 2007

[2] Komorski P.: Opracowanie modelu sygnatury aku-stycznej wybranego miejskiego pojazdu szynowego w teście pass-by. Rozprawa doktorska, Politechnika Po-nańska, Poznań 2019

[3] Pabis S.: Metodologia i metody nauk empirycznych. PWN, Warszawa 1985

[4] Komorski P., Nowakowski T., Szymański G.: The comparison analysis of sound level emitted by various tram bogies under normal operating conditions. ICSV24, London 2017

[5] Seber G.A.F.: Linear Regression Analisis. John Wiley & Sons, New York 1977

[6] Kudrycka I.: Problemy i metody modelowania ekono-metrycznego. PWN, Warszawa 1984

[7] Bitner A.: Konstrukcja modelu regresji wielorakiej przy wycenie nieruchomości. Akademia Rolnicza w Krakowie. Acta Sci. Pol., Administratio Locorum 6(4) 2007, 59-66

[8] Gładysz A.: Modelowanie ekonometryczne. Oficyna Wydawnicza Politechniki Wrocłwskiej. Wrocław 2007. Wyd. II

[9] Thron T., Hecht M.: The sonRAIL emission model for railway noise in Switzerland. Acta Acustica United with Acustica, nr 96(5), 2010, p. 873–883, DOI: 10.3813/AAA.918346.

[10] Thompson D.J.: Railway Noise and Vibration: Mecha-nisms, Modelling and Means of Control. ed. 1st, El-sevier, Southampton 2008, ISBN: 9780080914435.

[11] Staniszyn A.: Przystępny kurs statystyki. Modele linio-we i nieliniowe. Tom 2. StatSoft, Kraków 2007, ISBN: 978-83-88724-30-5.

68

Documents

Opportunities to evaluate emission of particulate matter from ...Pojęcie cząstek stałych PM (Particulate Matter) – wprowadzono w roku 1970; najczęściej oznacza ono w pomiarach