železničná doprava a logistika - Fakulta prevádzky a ekonomiky

Transkript

ROČNÍK / VOLUME
XI.
ŽELEZNIČNÁ DOPRAVA A LOGISTIKA
RAILWAY TRANSPORT AND LOGISTICS
Vedecko-odborný časopis o železničnej doprave
a preprave, logistike a manažmente
ISSN: 1336- 7943
Scientific and technical journal about railway
transport, the logistics and management
02
2015
REDAKČNÁ RADA
/
EDITORIAL BOARD
Šéfredaktor / General editor
doc. Ing. Martin Kendra, PhD.
Vedecký redaktor / Science editor
prof. Ing. Jozef Majerčák, PhD.
ČLENOVIA REDAKČNEJ
RADY
/
MEMBERS OF EDITORIAL
BOARD
Dr. Zoltán Bokor, PhD.
Ing. Juraj Čamaj, PhD.
doc. Ing. Anna Dolinayová, PhD.
doc. Ing. Jozef Gašparík, PhD.
Ing. Peter Ihnát, PhD.
Ing. Róbert Javorka, PhD.
doc. Ing. Rudolf Kampf, Ph.D.
doc. Ing. Vladimír Klapita, PhD.
Ing. Matej Kučera, PhD.
Ing. Martin Ľoch
Ing. Jaroslav Mašek, PhD.
Ing. Ivan Nedeliak, PhD.
doc. Ing. Eva Nedeliaková, PhD.
doc. Ing. Jaromír Široký, Ph.D.
Ing. Peter Šulko, PhD.
Ing. Vladislav Zitrický, PhD.
Ing. Ján Žačko
OBSAH / Content
VEDECKÁ ČASŤ / SCIENTIFIC SECTION
RAIL VEHICLE MOTION SMOOTHNESS ANALYSIS WITH
DAMAGED WHEEL
Ján Dižo - Stasys Steišūnas - Miroslav Blatnický
04
HODNOTENIE KVALITY SPOJENIA NA DOPRAVNEJ SIETI
Z HĽADISKA
APLIKÁCIE
EMPIRICKÝCH
MODELOV
V DOPRAVNOM PLÁNOVANÍ V PODMIENKACH SLOVENSKEJ
REPUBLIKY / QUALITY RATING CONNECTIONS TO THE TRANSPORT
NETWORK IN TERMS OF THE APPLICATION OF EMPIRICAL MODELS
IN TRANSPORT PLANNING IN THE SLOVAK REPUBLIC
Vladimír Ľupták - Veronika Gáborová - Vladislav Zitrický
10
ANALÝZA A SYNTÉZA METÓD POUŽÍVANÝCH V OBLASTI
RIADENIA ZÁSOB / ANALYSIS AND SYNTHESIS OF MODELS USED
FOR INVENTORY MANAGEMENT
Mária Chovancová - Vladimír Klapita
14
KVANTIFIKÁCIA ČASOVÝCH FAKTOROV V PREPRAVNOM
REŤAZCI OSOBNEJ DOPRAVY / QUANTIFICATION OF THE TIME
FACTORS IN THE TRANSPORTION CHAIN OF PASSENGER TRANSPORT
Ján Ponický - Martin Kendra - Juraj Čamaj
19
ZKUŠEBNÍ ZAŘÍZENÍ PRO DYNAMICKÉ TAHOVÉ TESTY
MATERIÁLŮ KOLEJOVÝCH VOZIDEL / TEST EQUIPMENT FOR
DYNAMIC TENSILE TESTS OF MATERIALS OF RAILWAY VEHICLES
Bohumil Culek - Bohumil Culek ml. - Eva Schmidová
25
VÝZKUM A APLIKACE TECHNOLOGIE INDUKČNÍHO KALENÍ
NA ŽELEZNIČNÍCH NÁPRAVÁCH / RESEARCH AND APPLICATION
OF INDUCTION HARDENED TECHNOLOGY ON RAILWAYS AXLES
Rostislav Fajkos
29
ANALÝZA VÝSKYTU TORZNÍCH KMITŮ V POHONECH
MODERNÍCH KOLEJOVÝCH VOZIDEL / ANALYSIS OF
OCCURRENCE OF TORSION OSCILLATIONS IN WHEELSET DRIVES
USED IN MODERN RAILWAY VEHICLES
Tomáš Fridrichovský
34
PROBLÉMY MODELOVÁNÍ VLIVU SVISLÝCH NEROVNOSTÍ
TRATI DO DYNAMIKY POHONU DVOJKOLÍ / THE PROBLEMS OF
MODELING THE INFLUENCE OF VERTICAL INEQUALITIES OF TRACK
IN TO DYNAMICS OF DRIVE WHEELSET
Josef Kolář
38
RAIL/WHEEL CONTACT STRESS SPEEDING UP COMPUTATION
BY MEANS OF MODIFIED STRIP METHOD
Tomáš Lack - Juraj Gerlici
48
ANALÝZA
VLASTNOSTÍ
ŽELEZNIČNÉHO
PODVOZKA
POMOCOU SIMULAČNÝCH VÝPOČTOV / RAILWAY BOGIE
PROPERTIES ANALYSIS BY MEANS OF SIMULATON COMPUTATIONS
Tomáš Lack - Juraj Gerlici
54
ZOZNAM RECENZENTOV
/
LIST OF REVIEWERS
Všetky príspevky sú recenzované dvoma
nezávislými recenzentmi. / All contributions
are reviewed by two independent reviewers.
Prijímanie príspevkov / Receive
contributions: [email protected]
OVĚŘOVÁNÍ ODOLNOSTI KOLEJOVÝCH VOZIDEL PROTI
NÁRAZŮM / VALIDATION OF CRASHWORTHINESS OF RAILWAY
VEHICLES
Zdeněk Malkovský - Roman Ježdík
61
ZVYŠOVÁNÍ PŘEPRAVNÍ VÝKONNOSTI ŽELEZNICE CESTOU
NOVÝCH TECHNICKÝCH ŘEŠENÍ / EXPANDING TRANSPORT
PERFORMANCE OF RAILWAY IN THE WAY OF NEW TECHNICAL
SOLUTIONS
Jiří Pohl
Ing. Peter Blaho, PhD.
prof. Ing. Otakar Bokůvka, PhD.
Ing. Juraj Čamaj, PhD.
doc. Ing. Anna Dolinayová, PhD.
doc. Ing. Jozef Gašparík, PhD.
prof. Dr. Ing. Juraj Gerlici
prof. Dr. Ing. Markus Hecht
doc. Ing. Tomáš Lack, PhD.
doc. Ing. Michale Lata, PhD.
prof. Ing. Jozef Majerčák, PhD
Ing. Jaroslav Mašek, PhD.
Ing. Marián Moravčík, PhD.
Ing. Juraj Oravec
prof. Ing. Oldřich Polách, PhD.
Ing. Rudolf Řezníček, PhD.
doc. Ing. Alžbeta Sapietová, PhD.
Ing. Ján Simčo, PhD.
Ing. Jiří Soukup
doc. Ing. Josef Soukup, Csc.
Ing. Vladislav Zitrický, PhD.
EDITORIAL
67
ZKOUŠKY ŽELEZNIČNÍCH BRZDOVÝCH DISKŮ NA BRZDOVÉM
STAVU / BRAKE BENCH TESTING OF RAILWAY BRAKE DISCS
Rudolf Řezníček - Daniel Kalinčák
73
SIMULATION OF WHEEL–RAIL CONTACT CONDITIONS ON
EXPERIMENTAL EQUIPMENT
Petr Voltr
77
ODBORNÁ ČASŤ / TECHNICAL SECTION
MOŽNOSTI PREPRAVY TOVARU DO RUSKEJ FEDERÁCIE PO
ZAVEDENÍ EKONOMICKÝCH SANKCIÍ MEDZI EU A RF /
POSSIBILITIES OF GOODS TRANSPORT TO THE RUSSIAN FEDERATION
AFTER IMPLEMENTATION OF ECONOMIC SANCTIONS BETWEEN THE
EU AND THE RF
Veronika Gáborová - Pavol Kondek
83
LEGISLATÍVNE ZMENY VO VEREJNEJ ŽELEZNIČNEJ OSOBNEJ
DOPRAVE V SR / LEGISLATIVE CHANGES IN THE RAIL PUBLIC
PASSENGER TRANSPORT IN SLOVAKIA
Lenka Černá - Jozef Daniš - Ján Ponický
89
INFORMAČNÁ ČASŤ / INFORMATION SECTION
RAIL UNI NET - CELOSVETOVÁ SIEŤ UNIVERZÍT
POSKYTUJÚCICH VZDELÁVANIE V OBLASTI ŽELEZNÍC
Anna Dolinayová
93
Železničná doprava a logistika
elektronický časopis / electronic journal
Vydáva / Issued by:
Katedra železničnej dopravy, Fakulty
prevádzky a ekonomiky dopravy a spojov,
Žilinskej univerzity v Žiline,
Univerzitná 1, 010 26 Žilina.
tel.: +421-41-5133401
http://kzd.uniza.sk/
www.zdal.uniza.sk
autor titulnej fotografie:
Ilustračná snímka: Bc. Tomáš Kamenár
Railway Transport and Logistics 02/2015
RAIL VEHICLE MOTION SMOOTHNESS ANALYSIS WITH DAMAGED WHEEL
Abstract. This paper is deal with the analysis of the rail vehicle smoothing motion. The paper includes two parts. The
first part of the paper addresses to the problem of wheel-flat origin and its consequence during rail vehicle running on
a track. There is also included a system for measurement of forces and accelerations when a rail vehicle running on the
given track section. The system for detection of damaged wheels of wagons which uses the Lithuanian Railways is
introduced. The second part of this paper is focused on the any rail vehicle properties assessment by means of computer
simulation while one wheel is damaged. On the base of the theory in the first part the rail vehicle with wheel-flat is
modelled, simulated and assessed. There have been assessed the accelerations signals in the selected location during
passenger car running on the straight track. There have been also assessed accelerations signals in that location for
various stiffness of coil spring of the primary and secondary suspension.
Keywords: motion smoothness, rail vehicle, damaged wheel, computer simulation
Ján Dižo1
University of Žilina, Faculty of Mechanical Engineering, Department of Transport and Handling Machines,
Univerzitná 8215/1, 010 26, Žilina, +421 41 513 2668, [email protected].
1
Stasys Steišūnas2
2
Vilnius Gediminas Technical University, Faculty of Transport Engineering, Railway Transport Department, J.
Basanavičiaus g. 28, LT-03224 Vilnius, Lithuania
Miroslav Blatnický 3
University of Žilina, Faculty of Mechanical Engineering, Department of Transport and Handling Machines,
Univerzitná 8215/1, 010 26, Žilina, +421 41 513 2659,[email protected]
3
Introduction
With a train moving on rails, a phenomenon of wheelset stroke against the rail head occurs inevitably. This
phenomenon is mainly caused due to the wheel rolling
surface derailment, i.e. loss of contact (Melanin 2010).
This occurs as a result of the surface roughness on the
wheel and rail. Roughness often is of jumping type: wheel
flats, cracks and rail couplings. This type of wheel damage
occurs when the wheel locks and slides along the rail
because of malfunctioning brakes or because the braking
force is too high in relation to the available wheel/rail
friction (Barta 2014, Pieringer 2014, Suchánek 2013a).
Not so abrupt roughness also occurs, including uneven
wheel wear, corrugated rail cracks and roughness due to
wheel slippage. They also, at certain speeds, may create
conditions for wheel derailment. With the emergence of
strokes at the wheel and rail contact, the vertical forces
may increase up to 10 and more times, thus causing serious
damage of the rolling stock and the track and enhancing
risk to the safe train traffic (Sladkovsky 2008). With
increasing vehicle velocity, the dynamic forces caused by
these disturbances increase as well (Popp 2010).
Therefore, it is necessary to identify the said faults of the
rolling stock in due time and as much precisely as possible
and to eliminate them. Special methods are necessary for
exploring the vertical wheel and rail interaction, since
these processes at strokes are becoming of high frequency.
Duration of the highest momentary force action in the
wheel and rail contact depending on the train motion speed
covers several milliseconds or even less.
2. Equipment for the damage detection of a rail
vehicle wheel
During research the Wheel Impact Load Detector
(hereinafter – WILD) system was used by the Lithuanian
Railways lines to constantly measure the vertical wheel
and rail interaction force of the riding rolling stock through
the overall wheel perimeter (Lunys 2015). Measurement
results are related to the specific train number, wheel-set
number and the train side. Additionally, the train speed,
number of axles and train passing time are fixed. The basic
component of a WILD system is the track mounted sensor
array (see Fig. 1).
Fig. 1. “Wheel Impact Load Detector” system
There are two basic types of sensors, the original
sensors are based on strain gauges and measure force and
the new type is based on accelerometers and measures rail
motion. The sensors are installed at strategic places along
4
the track to monitor passing trains to investigate specific
safety related symptoms.
The installation of WILDs requires no radical
modification of the existing track structure. A series of
strain gauge load circuits, micro-welded directly to the
neutral axis of a rail, creates an instrumented zone for the
measurement of vertical forces exerted by each wheel of a
passing train. Signal processors, housed in a nearby unit,
electronically analyse the data to isolate wheel tread
irregularities. If any wheel generates a force that exceeds a
tailored alarming threshold, a report identifies that wheel
for action. A low-level alarm identifies trains for service at
the next available opportunity; and a high-level alarm
directs a train to stop as quickly and safely as possible to
avoid a potential derailment. These reports are usually
distributed in real time to such interested parties as rail
traffic control centres and car shops (Lunys 2015).
Using rail mounted strain gauges as the wheel
sensors, it can weigh each wheel of a train as it passes over,
and detect skid flats in the wheels. A wheel with flat spots
can create impact loads many times higher than the fullyloaded weight of the wagons it carries and cause serious
damage to the railroad.
New WILD systems use an array of accelerometers to
measure the change in motion. Air bags in wagons are
released when an accelerometer senses sudden extreme
changes. When the wheel goes over them, they read
positive and as the wheel rolls past, they read negative.
Any irregularities in the wheel cause the signals to go both
positive and negative as the wheel rolls over them.
The array of sensors is mounted on track, together
with an Automatic Equipment Identification (AEI) tag
reader which determines the wagons ID when a train
passes, identify and trace every wheel in the fleet for as
long as that wheel is in service. The data gathered for each
axle is automatically recorded on a database by the signal
processor and the control PC. It is then transmitted to the
railway control centre or depot maintenance centre for
remote monitoring and diagnosis (Lunys 2015).
When a wheel generates a force that causes too high
an impact such as it reaches a predetermined impact level
compared to the historical value (e.g., a freight wagon’s
wheel exerts a peak the dynamic coefficient 9 (Danger 1)
or above, is considered "out of round" and is on the path to
failure (see Fig. 2).
Fig. 2. Inadmissible wheel-flat in the rolling surface
It is the beginning and the end of a measuring strip.
The dynamic coefficient (hereinafter the DC), which to be
drawn from the following formula, provides information
on the status of the wheel, the higher the DC, the higher
the degree of wear of the wheel.
The dynamic coefficient is calculated from the
following formula:
Q
(1)
DC = max
Qstat
where Qmax is the highest indicated dynamic vertical force
on the wheel, Qstat is the static vertical force on the wheel.
The dynamics are referred to as semi-normalized
impact forces as they cancel out the effect the weight has
on the impact reading. For example, a wheel carrying
bigger weight will have a higher peak load simply because
of the greater static force on the wheel. Similarly, a train
moving at a higher speed will have a higher peak load just
because of the higher dynamic forces on the wheel. Since
the DC cancels out the effect the vehicle weight has no
impact on a reading, but the speed of the train still affects
their readings-out, these are considered only seminormalized impact values. Rail vehicle properties as
mechanical system can be designed, studied, evaluated and
verified by means of experimental methods and
measurements (Svoboda 2011, Svoboda 2010), simulation
calculations and optimization by using the computer
software (Dižo 2015b, Sladkovsky 2008, Maňurová 2015,
Maňurová 2014, Lack 2015a) or also by special equipment
in laboratories (Gerlici 2015a, Gerlici 2015b, Gerlici
2014). Some computational software also allow to analyse
the distribution of temperature fields in braked wheels
(Suchánek 2013a, Suchánek 2013b).
3. Mathematical modelling the wheel-flat impact on the
rail
Not all wheel and rail contact dynamic models take
into account a degree of wheel wear and damage. To
estimate the stroke force of a wheel flat on the rail, the
following formula may be used:
Z
Qmax = v n
r
c× mun × mr
(2)
mun + mr
where v [m/s] is the train speed; Zn [m] is the wheel flat
length, r [m] is the wheel radius, c [N/m] is the rigidity at
the wheel and rail contact, mun [t] is the unsuspended mass,
mr [t] is the rail mass.
It is notable that the formula (2) does not estimate the
suspended mass, impact of primary and secondary
suspension, track roughness, etc. Mathematical models for
a dynamic impact of a wheel flat on the rail are most often
formulated using the inverse Laplace transform, which
was studied in the works by the Russian scientist Kogan
(Kogan 1984, Kogan 1997, Kogan 2003). These models
have been later improved by the scientists from Russia and
other countries (Kudyurov 2010, Walentin 2005).
5
4.1. Analysis of the rail vehicle motion smoothness
Fig. 3. Wheel-flat and rail contact diagram a) and simulation of
the “ideal” wheel-flat using the rail irregularity b)
The Polish and Russian scientists (Sladkovsky 2008)
proposed a method for solving this problem by modelling
the corresponding “simulated” rail irregularity, the
diagram thereof is provided in Fig. 3 b).
4. Modelling and simulation the rail vehicle with the
wheel-flat
In order to simulate the rail vehicle running and
evaluate ride properties of motion smoothing of rail
vehicle by means of computer simulation has been used
software package Simpack (Simpack 2014). This software
allows to create subsystems of rail vehicle, whole rail
vehicles and train too. It is also possible to specify and the
damaged wheel, i.e. the wheel circumference is not
considered as purely circular (Fig. 4).
For purposes of computational modelling the model of
the wagon with wheel-flat has been created. The analysed
referenced vehicle has been the passenger car with four
wheelsets. Wheelsets are guided by the swinging arms in
bogies. Between wheelsets and bogie frame the primary
suspension is mounted. The primary suspension considers
of the coil spring and hydraulic dampers system (Melnik
2014a, Melnik 2014b).
The passenger car body is connected with bogies by
means of the secondary suspension. In the vertical
direction coil springs and hydraulic dampers are used and
in the lateral direction hydraulic dampers of the body
tilting are mounted. In bogies anti-yaw dampers are also
used.
The computer model of the passenger car consists of
three subsystems – two bogies and the passenger car body.
Each subsystem is an assembly of several structural
elements except of for the body of passenger car which is
created of the one complex element with prescribed
properties.
The bogie model is created of rigid bodies connected
by force elements, joints, constraints, etc.
For the model creation the definition of all parameters
is necessary. During the computer model preparation is
important to define coupling between individual
subsystems and locations of action forces. This model is
prepared for simulations and calculations. The dynamic
model of the passenger car is shown in Fig. 5.
Fig. 4. Damaged wheel in Simpack: a) wheel-flat, b) “triangle”,
c) arbitrary shape (Simpack 2014)
Wheel untrueness causes force changes in wheel/rail
contact (Lack 2015b, Lack 2013a, Lack 2013b) and
increased requirements for the wheel/rail contact stress
calculation. If untrueness is created, the nominal wheel
radius is no longer constant during the simulation but
varies with the wheel rotation angle. In Simpack three
ways are to define the wheel untrueness: radius deviations,
Fourier coefficients and harmonic function (simple
polygonality).
In this case, for wheel-flat modelling the radius
deviation is used (see Fig. 4 a). Radius deviation is
described pointwise in polar coordinates by means of a
function. Its independent coordinate is the angle β, which
must be defined in the interval [0, 2π]. The dependent
coordinate is the radius deviation ΔR(β) or the actual local
radius R(β) in meters. The mean value is subtracted from
the values to get the actual radius deviation. Complete data
are splined to allow a continuous interpolation including
the derivatives (Simpack 2014).
Fig. 5. Dynamic model of the passenger car
Analysis of motion smoothness has been performed
in Simpack package. The right wheel of the first wheelset
(order is considered in running direction) has been defined
as the wheel with flat. Calculations and simulations have
been performed in Simpack. Parameters of the wheel with
flat are in Tab 1.
Table 1. Parameters of the wheel and flat
Dimension
[mm]
Wheel diameter
Ø D = 901
Flat length
L = 20
Flat depth
H=1
Geometry
6
There have been performed same analysis under
various condition. All analyses have been performed at the
constant speed of 160 km/h, on the straight track section.
We have focused on the acceleration outputs signals
assessment. Acceleration sensor has been located in the
field of front bogie centre pivot, i.e. the location of the
front bogie and car body connection.
For the passenger car analysis set of analyses have
been performed, while the vertical stiffness of the primary
and also secondary suspension has been changed within
the specified range.
The ranges of the spring stiffness in the vertical
direction have been specified follows. For the primary
suspension the range has been chosen the interval from 300
kN/m to 2000 kN/m and for the secondary suspension the
interval form 100 kN/m to 1000 kN/m (Dižo 2015a).
In Fig. 7 the dependence of accelerations in the
investigated location on the stiffness of the primary and
secondary suspension is shown. There are four graphs for
all acceleration directions and also the acceleration
magnitude. From these graphs we can see, the acceleration
values are different and that means the stiffness of
suspension influences to the acceleration. Looking at the
graphs, we see, the low and higher stiffness cause also
higher accelerations. Values of acceleration in the x
direction are small compared to the acceleration values in
the y and z direction. Have a look at the acceleration
outputs in the y and z direction. For the stiffness from 300
kN/m approximately to 750 kN/m of the secondary
suspension values of acceleration „Accy“ decreasing quite
sharply and then with the increasing the stiffness signals
are increasing only slightly. In case of „Accz“ is situation
a little bit different. Acceleration signals are increasing
significantly for higher stiffness’s of springs. For the
stiffness of the secondary suspension up to approximately
750 kN/m the magnitude of acceleration corresponds to the
„Accy“ and for stiffness over 750 kN/m to the „Accz“.
Further from these graphs for the investigated passenger
car we can see, the smallest acceleration values has been
reached for the secondary suspension stiffness of 750
kN/m, but the differently stiffness of the primary
suspension does not influence the acceleration values.
Minimum accelerations have been generated during the
passenger car running with the primary suspension
stiffness of 300 kN/m and the secondary suspension
stiffness 750 kN/m.
For this time these analyses have been performed as
the first step for much more extensive research the
passenger car running. For the complex assessment of the
passenger car smoothness motion the other influences will
be necessary to include into the model (e.g. various speed
of vehicle, track irregularities). Than it will be possible to
investigate, verify and compare results from simulation
with results from experiments.
Fig. 6. Dependence of acceleration on the various stiffness of
the primary and secondary suspension
7
Conclusion
In this paper, the ways of damaged wheel
investigation and simulation of the rail vehicle with the
wheel-flat has been presented. The wheel-flat is one of the
wheel damages, which cause various problems during rail
vehicle operation. For the damaged wheel investigations
some ways exist. By means of Wheel Impact Load
Detector we can find out roughness of the track and
through experiments to analyse it. Computational
modelling and simulations allow to perform analyses
without to have a real rail vehicle. In this work the Basic
idea and same analyses of the rail vehicle smoothen motion
are outlined. In this way will be possible to assess and
evaluate ride properties of the rail vehicle, to determine,
what parameters influence the vehicle behaviour and to
modify these parameters in order to reach better rail
vehicle properties in term of smoothness motion, safety
and also comfort for passengers.
Acknowledgment
The work was supported by the Scientific Grant Agency
of the Ministry of Education of the Slovak Republic and
the Slovak Academy of Sciences in project No.
1/0347/12: “Railway wheel tread profile wear research
under the rail vehicle in operation conditions simulation
on the test bench”, project No. 1/0383/12: “The rail
vehicle running properties research with the help of a
computer simulation.” and the project No. APVV-084211: “Equivalent railway operation load simulator on the
roller rig”.
Research-Educational Centre of Rail Vehicles (VVCKV)
References
Barta, D., Mruzek, M., Kalinčák, D., Kendra, M. 2014: Braking
and the possibility of its using. In: Naučni izvetija
[electronic source]: 2nd international scientific and
technical conference Agricultural machinery: Proceedings:
19.-20.06.2014 Varna, Bulgaria. - ISSN 1310-3946. [Sofia]: Scientific-technical union of mechanical
engineering, 2014. – Vol. 22, No. 5 (154), s. 114-117.
Dižo, J., Steišūnas, S., Blatnický, M. 2015a: Dynamic analysis of
motion smoothness of rail vehicle with wheel-flat. In: 22nd
international conference „current problems in rail vehicles
– PRORAIL 2015“, September 16 – 18 2015, Žilina,
Slovakia, Vol. 1, ISBN 978-80-89276-48-6, Pp. 83-92.
Dižo, J. 2015b: Evaluation of ride comfort for passengers by
means of computer simulation. In: Manufacturing
Technology. ISSN 1213-2489, 2015, iss. 1, s. 8-14.
Gerlici, J., Lack, T., Harušinec, J. 2015a: Rail vehicles brake
components test stand RAILBCOT constructional solution.
(In Slovak). In: 22nd international conference „current
problems in rail vehicles – PRORAIL 2015“, September 16
– 18 2015, Žilina, Slovakia, Vol. 1, ISBN 978-80-8927648-6, Pp. 159-170.
Gerlici, J., Lack, T., Harušinec, J. 2015b: Loading collectives for
experimental research on the test stand RAILBCOT
specification. (In Slovak) In: 22nd international conference
„current problems in rail vehicles – PRORAIL 2015“,
September 16 – 18 2015, Žilina, Slovakia, Vol. 1, ISBN
978-80-89276-48-6, Pp. 171-182.
Gerlici, J., Lack, T., Harušinec, J. 2014: Development of test
stand prototype for rail vehicles brake components testing.
In: Communications: scientific letters of the University of
Žilina. - ISSN 1335-4205. - Vol. 16, no. 3A (2014), s. 2732.
Kogan, A. Ya. 1997: The dynamics of the way and its interaction
with rolling stock (In Russian), M.: Transport, 1997, 328.
Pp. 9.
Kogan A. Ya., Peytchev, Y. L. 2003: Guidelines for the
calculation of non-stationary vertical stress. (In Russian)
Deformed state on the path of wooden and concrete
sleepers at the junction of the rails. М.: 2003, 12. Pp 10.
Kogan, A. Ya, Verkhotina, A. A. 1984: The calculation of the
impact of the wheelset with the slider. (In Russian). In:
Possibility of increasing train speeds, M: Transport, 1984,
Pp. 31-37. [11]
Kudyurov, L. V, Garipov, D. C. 2010: A mathematical model of
a planar defect in the wheel roll surface with elastic
suspension the inclusion and vertical irregularities path.
(In Russian) Journal. Tech. University Press. Avg. Fyz.math. Science. 1 (20): 178–187. UDC 517.958:625.031.1,
2010.
Lack, T., Gerlici, J., Maňurová, M. 2015a: Analysis of dynamic
properties of a freight wagon II. (In Slovak) In: Innovations
in conception, construction, production and testing of
freight wagons II: January 29 - 30 2015, Žilina,
Proceedings, University of Žilina, 2015. - ISBN 978-80554-0980-1. - Pp. 51-56.
Lack, T., Gerlici, J. 2015b: Speeding up of the rail/wheel contact
stress computation by means of modified strip method. In:
In: 22nd international conference „current problems in rail
vehicles – PRORAIL 2015“, September 16 – 18 2015,
Žilina, Slovakia, Vol. 1, ISBN 978-80-89276-48-6, Pp.
319-327.
Lack, T., Gerlici, J. 2015c: Computational model of the
RAILBCOT test stand for the analysis of its dynamical
behaviour. In: Dynamical problems in rail vehicles 2015:
Polish - Slovak scientific workshop : Warsaw 2015. Warsaw: Warsaw University of technology, 2015. - ISBN
978-83-7814-367-3. - S. 14-33.
Lack, T., Gerlici, J. 2013a: Delta r negative shape influence on
the equivalent conicity assessment manner. In:
Computational and experimental methods in applied
mechanics I. - Ústí nad Labem: Fakulta výrobních
technologií a managementu UJEP, 2013. - ISBN 978-807414-609-1. - S. 27-36.
Lack, T., Gerlici, J. 2013b: Tangential stresses evaluation over
non-elliptical rail /wheel contact. In: 11th international
conference Dynamics of rigid and deformable bodies 2013
[electronic source] : Proceedings, Ústí nad Labem, October
9 - 11 2013. - Ústí nad Labem: FVTM UJEP, 2013. - ISBN
978-80-7414-607-7. - CD-ROM, [9] s.
Lunys, O., Dailydka, S., Steišūnas, S., Bureika, G. 2015: Analysis
of freight wagon wheel failure detection in Lithuanian
Railways. TRANSBALTICA 2015: The 9th International
Conference May 7–8, 2015, Vilnius, Lithuania: selected
papers Vilnius: Technika, 2015.
Maňurová, M., Šťastniak, P., Gerlici, J., Lack, T. 2015:
Implementation of the rubber seal on the freight wagon
roof. (In Slovak) In: Innovations in conception,
construction, production and testing of freight wagons II:
January 29 - 30 2015, Žilina, Proceedings, University of
Žilina, 2015. - ISBN 978-80-554-0980-1. - Pp. 57-62.
Maňurová, M., Šťastniak, P., Gerlici, J., Lack, T. 2014:
Modification of the brake system of the freight wagon
8
bogie. (In Slovak) In: Innovations in conception,
construction, production and testing of freight wagons I:
November 27 - 28 2014, Proceedings, University of Žilina,
2014. - ISBN 978-80-554-0955-9. - Pp. 95-102.
Melanin B. 2010: Strike wheels on the rail: load-deformation (In
Russian). WORLD TRANSPORT 03, 2010: Pp 20-25.
UDC 629.45./.46.
Melnik R., Sowiński B. 2014a: Statistical Parameters of
Acceleration Signals in the Process of Rail Vehicle
Suspension Fault Detection. Selected Dynamical Problems
in Mechanical Systems Theory and Applications in
Transport,
Oficyna
Wydawnicza
Politechniki
Warszawskiej, Warszawa 2014, s. 43-54. ISBN 978-837814-282-9.
Melnik, R., Sowiński, B. 2014b: The Selection Procedure of
Diagnostic Indicator of SuspensionFault Modes for the
Rail Vehicles Monitoring System. Le Cam, Vincent and
Mevel, Laurentand Schoefs, Franck. EWSHM - 7th
European Workshop on Structural Health Monitoring, Jul
2014, Nantes, France.
Pieringer, A., Kropp, W., Nielsen, J. C. O. 2014: The influence of
contact modelling on simulated wheel/rail interaction due
to wheel flats. Wear. 314: 273–281, 2014. [16]
Popp, K., Kruse, H., Kaiser, I., 2010: Vehicle-Track Dynamics in
the Mid-Frequency Range. Vehicle System Dynamics :
International Journal of Vehicle Mechanics and Mobility,
(January 2014), 37–41. [17]
Simpack 2014: Simpack documentation 2014, user guide (part of
the program package).
Sladkovsky A., Pogorelov D. Yoo. 2008: Research study
dynamic interactions in the wheel-rail contact in the
presence of slides on the wheel pair. (In Russian) Bichik
No. 5 (123), 2008: с. 88-95. UDC 629.4.004: 531.39.
Suchánek, A., Gerlici, J., Lack, T., Harušinec, J. 2013a: Analysis
of temperature distribution in a braked railway wheel
during braking by the brake block In: TRANSCOM 2013 :
10th European conference of young researchers and
scientists : Žilina, June 24-26, 2013, Slovak Republic. Žilina: University of Žilina, 2013. - ISBN 978-80-5540695-4. - S. 289-292.
Suchánek, A., Harušinec, J., Gerlici, J., Lack, T. 2013b: Analysis
of models for simulation computations and experimental
detection of stress and temperatures in braked railway
wheel during braking by the brake block In: 11th
international conference Dynamics of rigid and deformable
bodies 2013, Ústí nad Labem, October 9 - 11 2013. Ústí
nad Labem: FVTM UJEP, 2013. - ISBN 978-80-7414-6077. - CD-ROM, Pp 11.
Svoboda, M., Soukup, J., Skočilas, J. 2011: Analysis of vertical
vibration of mechanical system. In: Dynamical Systems –
Analytical/Numerical Methods, Stability, Bifurcation and
Chaos, p. 261 – 268, Lodž, Poland, 2011, ISBN 978-837283-447-8.
Svoboda, M., Skočilasová, B. 2010: Vertical vibration of a
mechanical system. (In Czech). In.: 8th international
conference Dynamics of rigid and deformable bodies 2010,
Proceedings, Ústí nad Labem. September 22 - 24 2010,
Ústí nad Labem, 2010, ISBN 978–80–7414–270-3.
Wallentin, M. Bjarnehed, H. L., Lundén, R. 2005: Cracks around
railway wheel flats exposed to rolling contact loads and
residual stresses. Wear. 258: 1319–1329, 2005.
9
HODNOTENIE KVALITY SPOJENIA NA DOPRAVNEJ SIETI Z HĽADISKA
APLIKÁCIE EMPIRICKÝCH MODELOV V DOPRAVNOM PLÁNOVANÍ
V PODMIENKACH SLOVENSKEJ REPUBLIKY
Abstrakt. Úlohou Slovenskej republiky z hľadiska dopravnej infraštruktúry je komplexne obsluhovať územie štátu.
Dopravná infraštruktúra je jednou zo základných podmienok fungovania národnej ekonomiky. Možno skonštatovať,
že z priestorového hľadiska je dopravná sieť na Slovensku pomerne dobre rozvinutá a v dostatočnej miere pokrýva
územie republiky. V porovnaní s vyspelejšou Európou a to najmä z hľadiska nárokov, ktoré sú na ňu kladené, však
veľmi nepriaznivo vyznieva jej kvalita. Zreteľné sú tiež regionálne diferencie v kvalite dopravných sietí, čo má
ďalekosiahle následky v náraste ekonomických a sociálnych rozdielov medzi jednotlivými časťami krajiny.
Kľúčové slová: kvalita, spojenie na sieti, Nyvigov model, Lillov model
QUALITY RATING CONNECTIONS TO THE TRANSPORT NETWORK IN TERMS OF
THE APPLICATION OF EMPIRICAL MODELS IN TRANSPORT PLANNING IN THE
SLOVAK REPUBLIC
Abstract. The task of the Slovak Republic in terms of transport infrastructure is fully operate national territory.
Transport infrastructure is one of the basic conditions for the functioning of the national economy. It can be noted that
the territorial point of view, the transport network in Slovakia relatively well developed and adequately covers the
country. Compared with more advanced Europe and in particular with regard to claims that are placed on it, but it
sounds very negative grade. They are also clear regional differences in the quality of transport networks, which has farreaching consequences in the increased economic and social disparities between different parts of the country.
Keywords: quality, network connection, Nyvig model, Lilly model
Vladimír Ľupták1
Žilinská univerzita v Žiline, Fakulta PEDaS, Katedra železničnej dopravy Univerzitná 1, 010 26 Žilina, +421 41
5133434, [email protected]
1
Veronika Gáborová 2,
2
Vladislav Zitrický 3,
3
Úvod
Doprava je vo všeobecnosti dôležitým aspektom
hospodárskeho rozvoja a neoddeliteľnou súčasťou
každodenného života každej modernej spoločnosti.
V dnešnej dobe, kde sa všetky statky merajú peniazmi, sa
stále hľadajú nové riešenia úspor. V oblasti verejnej
osobnej dopravy sú aktivity vedené k vytvoreniu
integrovaných dopravných systémov, ktoré majú za
následok úsporu nielen peňažných prostriedkov ale aj
času, čo je vo vzájomnej synergii.
Úlohou Slovenskej republiky z hľadiska
dopravnej infraštruktúry je komplexne obsluhovať územie
štátu. Dopravná infraštruktúra je jednou zo základných
podmienok fungovania národnej ekonomiky. Možno
skonštatovať, že z priestorového hľadiska je dopravná sieť
na Slovensku pomerne dobre rozvinutá a v dostatočnej
miere pokrýva územie republiky. V porovnaní s
vyspelejšou Európou a to najmä z hľadiska nárokov, ktoré
sú na ňu kladené, však veľmi nepriaznivo vyznieva jej
kvalita. Zreteľné sú tiež regionálne diferencie v kvalite
dopravných sietí, čo má ďalekosiahle následky v náraste
ekonomických a sociálnych rozdielov medzi jednotlivými
časťami krajiny.
Kvalita ponúkaných spojení sa týka zásadným
spôsobom i služieb poskytovaných v odvetví dopravy.
Hlavným poslaním dopravy je uspokojovanie požiadaviek
zákazníkov na kvalitnú, flexibilnú, rýchlu a bezpečnú
prepravu osôb a tovaru. Kvalita je rozdielne vnímaná
z hľadiska užívateľa dopravy a poskytovateľa prepravnej
služby alebo organizátora prepravy, ale tiež z hľadiska
celospoločenského. Je to spôsobené tým, že k hodnoteniu
kvality spojení sa pristupuje nesystémovo, bez ohľadu na
interakciu prepravovaných osôb s dopravným resp.
prepravným systémom. (Pečený, 2015)
V článku sú aplikované empirické modely
v dopravnom plánovaní na vopred zvolenej relácií. Pre
veľkú náročnosť zistenia prepravného dopytu dvoch
10
najväčších Slovenských miest, ktorými sú Bratislava
a Košice, bude na tomto spojení aplikovaný Lillov
(gravitačný) model a navrhnuté nové spojenia pre toto
spojenie. (Ľupták 2014)
pričom pre všetky dopravné odbory platí:
1. Empirické modely v dopravnom plánovaní
2. Aplikácia Lillovho modelu na spojenie Bratislava –
Košice
V dopravnom plánovaní je možné sa stretnúť so
situáciami, kedy je treba kvantifikovaným odhadom určiť
veľkosť prepravných prúdov medzi dvoma bodmi za určité
zvolené časové obdobie, a to za situácie, kedy nie je možné
uskutočniť priamy prieskum prepravného dopytu.
Rovnako je potrebné v niektorých prípadoch určiť
vplyv jednotlivých opatrení daného dopravného odboru na
veľkosti jeho prepravného podielu. Týka sa to
predovšetkým počtu zmien prepravného, počtu spojov
alebo prepravnej vzdialenosti. (Axhausen, K. W., 2011)
Z týchto dôvodov sa používajú empirické modely pre
určovanie charakteristík prúdu cestujúcich (Lillov
a Nyvigov model), čo úzko súvisí s počtom ponúkaných
spojení na sieti.
1.1. Lillov model
Lillov model slúži pre približné určenie počtu jázd
medzi dvoma sídelnými jednotkami ich vzdialenosť sa
zvyčajne uvažuje medzi centrami. Lillov model má
nasledujúci tvar (Drdla, 2014):
𝑗1,2 =
𝐴1 ∗ 𝐴2
𝑑𝑛
∗𝐾
(1)
kde:
j1,2
počet jázd medzi dvoma mestami za stanovené
časové obdobie,
A1,2
počet obyvateľov (v tisícoch) konkrétnych miest,
d
vzdialenosť miest,
K
koeficient (jeho veľkosť závisí na charaktere
a väzbe miest 1 a 2),
N
veličina blížiaca sa k hodnote 2.
∑𝑖 𝑤𝑖 = 100 %
(3)
Pri aplikácií modelu medzi sídelnými jednotkami
Bratislava a Košice je potrebné brať do úvahy počty
obyvateľov jednotlivých miest, počet jázd medzi mestami
ich vzájomnú vzdialenosť a koeficienty, bez ktorého by
nebolo možné zostavenie modelu a následné porovnanie
s existujúcimi počtami spojení medzi sídelnými
jednotkami.
Spojenia medzi mestami Bratislava a Košice sú dané
počtom zavedených trás medzi týmito mestami, avšak sú
trasované cez rôzne tarifné body na dopravnej sieti, čo je
pre určenie vzdialenosti veľmi dôležitý aspekt a je
potrebné nájsť konsenzus medzi dopravnými sektormi
a určiť výslednú vzdialenosť, s ktorou sa bude pracovať
v Lillovom gravitačnom modeli. (Pečený, 2014)
2.1. Určenie výslednej vzdialenosti pre gravitačný
model
Počty ponúkaných spojení verejnou dopravou na
relácií Bratislava – Košice sú zastúpené týmito
dopravnými sektormi:
 železničná doprava,
 cestná doprava,
 letecká doprava.
U každého dopravného sektoru je potrebné zistiť
vzdialenosť medzi dopravnými bodmi, a určiť priemernú
výslednú vzdialenosť.
Železničné dopravné spojenie:
1.2. Nyvigov model
Nyvigov model slúži na zistenie prepravných
podielov jednotlivých dopravných odborov na danom
skúmanom úseku. Podľa tohto modelu možno rovnako
odhadnúť vplyv zmien vstupných hodnôt na veľkosť
zmien prepravných odborov.
Nyvigov model sa vyjadruje nasledovným vzťahom
(Schultz, 1994):
𝑤𝑖 =
1
𝐶𝑖
∗
1
𝐷𝑖
∗ 𝑆𝑖 ∗ 𝐾
kde pre každý (i-tý) dopravný odbor platí:
wi
váha príslušného dopravného odboru,
Ci
cena za prepravu,
Di
spotreba času na prepravu,
Si
počet spojov,
K
koeficient (rovnaký pre všetky dopravné
odbory),
(2)
Obr. 1. Kilometrické vzdialenosti sídelných jednotiek
železničnou dopravou.
Tabuľka 1. Určenie priemernej vzdialenosti železničnou
dopravou
Vzdialenosť
[km]
ø Vzdialenosť
Spojenie
BA –
BA –
[km]
ZV –
ZA –
KE
KE
442 + 445
Bratislava –
ø𝑙=
442
445
2
Košice
= 443,50 𝑘𝑚
11
Cestné dopravné spojenie:
preto je potrebné aplikovať empirické modely
v dopravnom plánovaní a zistiť tak prebytok resp.
nedostatok spojení medzi dvomi sídelnými jednotkami
v našom prípade medzi Bratislavou a Košicami. (Ľupták,
2015)
Tabuľka zobrazuje existujúci priemerný počet
spojení za deň medzi sídelnými jednotkami a to medzi
Bratislavou a Košicami v oboch smeroch.
Obr. 2. Kilometrické vzdialenosti sídelných jednotiek cestnou
dopravou.
Tabuľka 2. Určenie priemernej vzdialenosti cestnou dopravou
Vzdialenosť
[km]
ø Vzdialenosť
BA –
BA –
Spojenie
BA –
[km]
ZV –
ZV –
ZA –
RS –
BB –
KE
KE
KE
ø𝑙
Bratislava
426 + 484 + 441
–
426
484
441
=
3
Košice
= 444 𝑘𝑚
Letecké dopravné spojenie:
Tabuľka 4. Počet spojení medzi sídelnými jednotkami
Počet spojení medzi sídelnými jednotkami
Mesto
Košice → Bratislava Bratislava → Košice
ŽD
CD
LD
ŽD
CD
LD
Bratislava
–
20
7
2
24
12
2
Košice
Na obrázku 4 je zobrazený percentuálny podiel
jednotlivých dopravných sektorov podieľajúcich sa na
počte spojení na relácií Bratislava – Košice. Najväčší
podiel zo všetkých ponúkaných spojení na relácií má
železničná doprava, ktorá so svojimi 44 spojeniami
reprezentuje 66 % podiel, cestná doprava sa so svojimi 19
spojeniami podieľa 28 % a letecká doprava sa svojimi 4
spojeniami podieľa na obslužnosti týchto sídelných
jednotiek 6 %.
Obr. 3. Kilometrické vzdialenosti sídelných jednotiek leteckou
dopravou.
V nasledujúcej tabuľke sú zobrazené potrebné
ukazovatele vzťahu pre Lillov gravitačný model. Počet
obyvateľov je stanovený na základe posledného sčítania
k 31. 12. 2014.
Tabuľka 3. Sumarizačná tabuľka priemerných
vzdialeností
Mesto
Počet
obyvateľov
[tis.]
Bratislava
Košice
419,68
239,46
Vzdialenosť medzi
mestami
[km]
ø ŽD
ø CD
ø LD
443
444
310
2.2. Počet ponúkaných spojení na relácií Bratislava –
Košice
Ponuka spojení, ktoré predkladá dopravný podnik, je
závislá od dopytu po preprave od jestvujúcich zákazníkov
(cestujúcich), ktorý z objektívnych alebo subjektívnych
príčin majú potrebu sa premiestniť na iné miesto medzi
dvoma bodmi, ktoré sa nachádzajú na dopravnej sieti.
Ponuka spojov niekedy neodzrkadľuje dopyt po preprave,
Obr. 4. Percentuálny podiel spojení medzi Bratislavou
a Košicami v oboch smeroch.
2.3. Využitie modelu
Z analýzy existujúcich spojení medzi mestami
Bratislava a Košice sme zistili celkový počet spojení
medzi týmito mestami. Po súčte všetkých spojení za
všetky dopravné odbory je zavedených 67 spojení za 24
hodín. Skúmaným dňom bol piatok konkrétne 25.
september 2015. Po zistení počtu spojení, môžeme
pristúpiť k približnému určeniu počtu spojení medzi
Bratislavou a Košicami pomocou Lillovho gravitačného
modelu a porovnať nedostatok resp. prebytok spojení
medzi sídelnými jednotkami. V tabuľke 5 sú uvedené
vstupné hodnoty modelu.
12
Ukazovateľ
j1,2
A1,2
d
K
n
Tabuľka 5. Vstupné hodnoty modelu
Význam ukazovateľa
počet jázd medzi dvoma mestami za stanovené časové obdobie
počet obyvateľov (v tisícoch) konkrétnych miest
vzdialenosť miest
koeficient (jeho veľkosť závisí od charakteru a väzby miest 1 a 2)
veličina blížiac sa k hodnote 2
Vstupné údaje pre zistenie predpokladaného počtu
spojení za 24 hodín medzi mestami Bratislava a Košice
vzdialenými 443 km, s využitím Lillovho modelu.
Koeficient n má veľkosť 2, koeficient K má veľkosť 150.
𝑗1,2
𝐴1 ∗ 𝐴2
419,68 ∗ 239,68
=
∗𝐾 =
∗ 150
𝑑𝑛
4432
= 76,88 ≐ 77 𝑠𝑝𝑜𝑗𝑒𝑛í/𝑑𝑒ň
Po dosadení do modelu a s prihliadnutím všetkých
ukazovateľov a koeficientov, je stanovený potrebný počet
spojení medzi Bratislavou a Košicami na 77 spojov za 24
hodín. S porovnaním s existujúcimi spojeniami model
počíta s navýšením o 10 spojov za 24 hodín, čím daná
obslužnosť sídelných jednotiek nezodpovedá modelu.
Obr. 5. Porovnanie existujúcich spojení a potrebného
počtu spojení.
Záver
Cieľom článku je načrtnúť metodiku pre stanovenie
potrebného počtu dopravných spojení medzi sídelnými
jednotkami v osobnej preprave. Z pohľadu cestujúceho je
potrebné hodnotiť dostupnosť príležitostí cestovania
medzi vybranými miestami na dopravnej sieti. Ponuku
prepravy z miesta A do miesta B v zásade ovplyvňuje čas
prepravy, počet prestupov a počet cestovných príležitostí,
či už sa jedná o železničnú, cestnú alebo leteckú dopravu.
Na prípoje a na spojenie má teda vplyv viacero faktorov.
To je východiskom pri aplikovaní empirických modelom
v dopravnom plánovaní.
Hodnota ukazovateľa
x
Bratislava
Košice
419,68 tis.
239,46 tis.
443 km
150
2
Vyhlásenie
Tento príspevok vznikol na základe riešenia projektu:
„Prvky kvlity integrovaného dopravného systému pri
efektívnom poskytovaní verejnej služby v doprave v
kontexte globalizácie“ (grantová úloha VEGA
1/0188/13), ktorý je riešený na Fakulte prevádzky a
ekonomiky dopravy a spojov Žilinskej univerzity v Žiline.
Literatúra
Knihy a monografie:
ĽUPTÁK, V., GAŠPARÍK, J., PEČENÝ, L.: Methodology for
assessing the quality of rail connections on the netwok In:
Transcom 2015, konferenčný zborník, s. 81-86, ISBN 97880-554-1043-2
DRDLA, P.: Osobní doprava regionálního a nadregionálního
významu, Univerzita Pardubice, 1. vydanie, 2014, 412
strán, ISBN 978-80-7395-787-2
PEČENÝ, L.: Štandardy kvality poskytovaných služieb v
regionálnej osobnej železničnej doprave [dizertačná
práca] , Žilinská univerzita v Žiline, Fakulta prevádzky a
ekonomiky dopravy a spojov; 2014.
SCHULZ, A.: Der integrale Taktfahrplan in Deutschland. In:
Eisenbahn-Revue International, 9-10/1994. s. 277-284.
AXHAUSEN, Kay W., VRTIC, M.: Was ist Verkehrsplanung?
Prozesse, Probleme und Modelle. ETH Zürig. 2011.
PEČENÝ, L. [et al.] Metodika hodnotenia štandardov kvality v
regionálnej osobnej železničnej doprave = The
methodology of rating quality standards in the regional
passenger transport. In: Doprava v regióne východné
Slovensko: odborná medzinárodná konferencia: 24.-25. jún
2015, Košice : zborník. - Košice: Agentúra pre podporu
regionálneho rozvoja, 2015. - ISBN 978-80-971246-3-2. S. 81-88
13
ANALÝZA A SYNTÉZA METÓD POUŽÍVANÝCH V OBLASTI RIADENIA ZÁSOB
Abstrakt. Článok obsahuje všeobecné vymedzenie analýzy a syntézy ako exaktných metód použiteľných v oblasti
logistiky a riadenia zásob. Náplňou hlavnej časti je zdôvodnenie potreby riadenia zásob a samotná analýza jestvujúcich
modelov riadenia zásob ako nástrojov pre ich optimalizáciu. V článku je zahrnutá ABC analýza, XYZ analýza, ich
kombinácia, model - rozhodovacia kocka a model ekonomického objednávkového množstva. Analýza sa zaoberá najmä
kritériami, na základe ktorých sú optimalizované zásoby a výhodami a nevýhodami jednotlivých modelov. V závere
článku je načrtnutý návrh modelu riadenia zásob, ktorý je syntézou jestvujúcich modelov.
Kľúčové slová: zásoby, analýza, syntéza, modely riadenia zásob
ANALYSIS AND SYNTHESIS OF MODELS USED FOR INVENTORY MANAGEMENT
Abstract. Text contains a general definition of analysis and synthesis as exact methods useful in logistics and inventory
management. The main part is focused on reasons of inventory management and the analysis of existing models of
inventory management as a tool for their optimization. The text includ ABC analysis, XYZ analysis, their combination,
model - decision cube and model of economic order quantity. The analysis deals with the criteria of existing models
and the advantages and disadvantages of each model. The article concludes is a plan for inventory management model,
which is a synthesis of existing models.
Keywords: inventories, analysis, synthesis, models for inventory management
Mária Chovancová1,
Žilinská univerzita v Žiline, Fakulta prevádzky a ekonomiky dopravy a spojov, Katedra železničnej dopravy,
Univerzitná 8215/1, 010 26 Žilina, +421/41/513 34 34, [email protected]
1
Vladimír Klapita 2
Univerzitná 8215/1, 010 26 Žilina, +421/41/513 34 04, [email protected]
2
Úvod
Zásoby sú dôležitou zložkou každého výrobného
podniku, avšak udržiavanie zásob má pre podnik okrem
výhod aj značné nevýhody.
Zásoby zabezpečujú plynulosť výrobného procesu,
ktorá by mohla byť narušená z dôvodu nedostatku zásob
zapríčineného výkyvmi, či už vo výrobe, alebo na trhu.
Zásoby majú tiež pozitívny vplyv na zákaznícky servis,
ktorý je dôležitým faktorom konkurencieschopnosti
a postavenia podniku na trhu. Udržiavaním zásob sa
zvyšuje flexibilita, spoľahlivosť a presnosť podniku
v dodávkach, čo má vplyv na mieru dodržiavania dodacích
lehôt. Od hladiny zásob závisí tiež úroveň krytia
náhodných požiadaviek, čo ovplyvňuje stupeň služieb
poskytovaných zákazníkom, resp. úroveň zákazníckeho
servisu.
V niektorých prípadoch môže mať udržiavanie zásob
pozitívny vplyv aj na finančnú stránku podniku. Ich
udržiavaním podnik predchádza vzniku nákladov, ktoré by
mohli vzniknúť z dôvodu ich nedostatku. Udržiavanie
zásob je pre podnik výhodné aj v prípade, že existuje
predpoklad zdraženia určitých surovín, prípadne je pre
podnik výhodnejšie obstaranie väčšieho objemu zásob
z dôvodu množstevných zliav alebo vysokých nákladov na
dodanie. Na druhej strane zásoby viažu značné finančné
prostriedky podniku a tiež sú s nimi spojené náklady na
skladovanie a udržiavanie zásob. Z toho vypláva, že
vysoká hladina zásob má negatívny vplyv na finančnú
stránku podniku. Zásoby ovplyvňujú zisk podniku, cashflow, návratnosť investícií a tiež ovplyvňujú rentabilitu
podniku, ukazovatele likvidity, aktivity a zadlženosti.
Z uvedeného vyplýva, že podnik hľadá optimálnu
hladinu zásob tak, aby bola zabezpečená maximálna
spokojnosť zákazníka pričom je zohľadnená ekonomická
stránka podniku. Z tohto dôvodu je dôležité prihliadať na
rôzne faktory, ktoré majú vplyv na hladinu zásob.
1. Potreba riadenia zásob
Jedným z hlavných dôvodov riadenia zásob je
skutočnosť, že viažu značné finančné prostriedky podniku,
môže to byť 10 až 25% z celkových aktív. Ďalším
dôvodom je, že udržiavanie zásob si vyžaduje vynaloženie
určitých nákladov súvisiacich s ich skladovaním.
Skladovacie náklady obvykle tvoria v podniku 10 až 20%
z celkových nákladov. (Krajčovič 2004)
Z uvedených dôvodov vyplýva, že vhodný spôsob
riadenia zásob je dôležitou oblasťou podnikovej logistiky
a môže mať pozitívny alebo negatívny ekonomický efekt
a taktiež ovplyvňuje mieru ziskovosti. Cieľom riadenia
zásob je teda minimalizovať výšku kapitálu viazaného
14
v zásobách, z čoho vyplýva minimalizácia priemernej
hladiny zásob.
Okrem ekonomického hľadiska existuje ďalší
dôležitý aspekt pri rozhodovaní o zásobách v podniku a to
je úroveň poskytovaných služieb zákazníkom. Zákaznícky
servis zahŕňa dodržiavanie dodacej lehoty, spoľahlivosť
a presnosť, pružnosť, ktorá predstavuje úroveň krytia
náhodných požiadaviek. Snahou podniku je teda
maximálna spokojnosť zákazníka, čo je podmienené
dostačujúcou úrovňou výšky zásob. Dostačujúca úroveň
výšky zásob je taká, ktorá umožní podniku flexibilne
reagovať na potreby zákazníkov v čo najkratšom čase.
Úroveň zásob v podniku by mala byť čo najnižšia aby
neodčerpávala kapitál, ale zároveň čo najvyššia, aby bol
podnik schopný pokryť neočakávané výkyvy, či už vo
výrobe alebo na trhu. Podnik teda musí hľadať optimálnu
výšku zásob tak, aby bola zabezpečená kontinuita výroby
s primeranými nákladmi a primeranou viazanosťou
finančných prostriedkov v zásobách.
2. Exaktné metódy použiteľné v oblasti riadenia zásob
Významnou exaktnou metódou je analýza. Cieľom
analýzy je rozklad celku na všetky jeho časti a ich druhy.
Podľa toho, na čo sa analýza zameriava existuje niekoľko
jej druhov.
Zatiaľ čo klasifikačná analýza zahŕňa triedenie javov
na časti, pomocou funkčnej analýzy možno definovať
vzťahy medzi časťami celku a matematickými
závislosťami. To znamená, že v rámci funkčnej analýzy sa
zisťuje, ktoré časti ovplyvňujú ostatné časti celku a ktoré
časti sú ovplyvňované ostatnými časťami celku. Časti
celku sú teda rozdelené na závislé premenné a nezávislé
premenné. Nezávislé premenné ovplyvňujú závislé
premenné, pričom jedna alebo aj viacero závislých
premenných môže ovplyvňovať jednu alebo viacero
nezávislých premenných. V rámci funkčnej analýzy môžu
teda nastať štyri prípady:
1. Jedna nezávislá premenná ovplyvňuje jednu závislú
premennú.
2. Jedna nezávislá premenná ovplyvňuje viacero
závislých premenných.
3. Viacero nezávislých premenných ovplyvňuje jednu
závislú premennú.
4. Viacero nezávislých premenných ovplyvňuje viacero
závislých premenných.
Ďalší druh analýzy je kauzálna analýza, ktorá slúži na
definovanie príčin javov a hľadanie väzieb medzi nimi.
Pri kauzálnej analýze môže nastať viacero prípadov
väzieb medzi javmi:
 jeden jav je príčinou druhého,
 dva javy sa vzájomne podmieňujú,
 dva alebo viacero javov sú následkom tretieho,
 jeden jav je príčinou pôsobenia niekoľko ďalších
javov,
 dva javy súvisia len zdanlivo.
Komparatívna (porovnávacia) analýza vychádza
z analógie, ktorá patrí medzi empirické metódy a teda
vychádza zo skúseností. Analógia je založená na zhode
určitých znakov daných objektov, pričom sa zameriava na
ich obsah a formu. Následne je vykonané porovnanie
týchto znakov.
Pri hodnotovej analýze sa hľadá lepšie riešenie
funkcie a objektu pričom cieľom je zlepšiť vzťah výnosov
a nákladov. Globálna analýza definuje hlavné vzťahy
medzi javmi.
Poznatky z analýzy možno využiť tak, že je vykonaná
syntéza podstatných javov a súvislostí a na ich základe
potom možno predložiť návrhy na opatrenia k ďalšiemu
rozvoju analyzovaných objektov. (Drahotský, Řezníček
2003)
3. Klasifikačná analýza jestvujúcich modelov riadenia
zásob
Zásoby plnia v podniku dôležité funkcie, ktoré sú
podmienené ich dostatočnou hladinou, na druhej strane má
ich hladina vplyv na finančnú stránku podniku. Podnik
preto hľadá optimálnu hladinu zásob, ktorá zabezpečí
kontinuitu výroby a zároveň nadmerne neodčerpáva
kapitál, pričom sú zohľadňované rôzne kritériá.
Jestvujúce modely riadenia zásob, zamerané na určenie
spôsobu obstarávania jednotlivých položiek zásob,
zohľadňujú jednak vplyv zásob na finančnú stránku
podniku a taktiež aspekty zabezpečenia kontinuálnej
výroby.
3.1. ABC analýza
Podkladom pre rozhodnutie o vhodnom spôsobe
obstarávania je vykonanie ABC analýzy. Táto analýza sa
vykonáva na základe Paretovho princípu, ktorý hovorí, že
80% všetkých dôsledkov spôsobuje asi 20% príčin.
(Šulgan, Gnap, Majerčák 2008)
Z toho vyplýva, že jednotlivé druhy zásob nemajú
rovnaký vplyv na určitý výsledok. Na základe ABC
analýzy sú jednotlivé materiálové položky rozdelené do
troch skupín, ktoré vyjadrujú podiel množstva a hodnoty
jednotlivých druhov nakupovaného materiálu z celkového
množstva a hodnoty nakupovaného sortimentu.
V rámci riadenia zásob sa ako hodnotové kritérium
položiek používa podiel položiek na celkovom obrate, čím
podnik získa prehľad o tom, ktoré položky najviac
prispievajú k hospodárskemu výsledku firmy a teda bude
im venovaná najväčšia pozornosť pri riadení zásob.
Najväčší podiel hodnoty (podiel na obrate)
obstarávaných materiálov, asi 70-80%, má skupina A,
a preto je jej venovaná najväčšia pozornosť. Táto skupina
má 10-20%-ný podiel na celkovom počte materiálových
položiek. Je dôležitý detailný prieskum dodacích
podmienok pre každú položku zvlášť.
Skupina B má 15-20%-ný podiel celkovej hodnoty
(podiel na obrate) a 20-40%-ný podiel na celkovom počte
položiek. Pozornosť je orientovaná jednotlivým
materiálovým skupinám.
Skupina C má 5-15%-ný podiel na celkovej hodnote
(podiel na obrate) a 50-70%-ný podiel na celkovom počte
materiálových položiek.
15
V nasledujúcej
tabuľke
sú
sprehľadnené
charakteristiky jednotlivých skupín v rámci ABC analýzy.
V nasledujúcej tabuľke sú sprehľadnené vlastnosti
jednotlivých skupín v rámci XYZ analýzy.
Tabuľka 1. Charakteristika jednotlivých položiek zásob podľa
ABC analýzy
Tabuľka 2. Charakteristika jednotlivých položiek zásob podľa
XYZ analýzy
A
Objednávané
množstvo
B
X
C
malé
stredné
veľké
Určenie
veľkosti
dodávky
analyticky
analyticky
alebo
štatisticky
na základe
priamych
požiadaviek
Objednávkový
cyklus
krátke
objednávkové
cykly (dni týždne)
dlhšie
objednávkové
cykly (týždne
– mesiace)
dlhé
objednávkové
cykly (2-4krát
ročne)
Vplyv na
skladovacie
náklady
veľký
stredný
malý
Zdroj: Šulgan, Gnap, Majerčák 2008
Grafická prezentácia výsledkov ABC analýzy sa
vykonáva pomocou Lorenzovej krivky, ktorá je zobrazená
na nasledujúcom obrázku.
Spotreba
Presnosť
predpovede
Spôsob
obstarania
Y
Z
nepravidelná,
občasná
konštantná
výkyvy
vysoká
stredná
nízka
synchrónny
do zásoby
náhodné podľa
potreby
3.3. ABC/XYZ analýza
Pri voľbe vhodného spôsobu obstarania sa používa
kombinácia ABC analýzy a XYZ analýzy v dôsledku
ktorej vznikne deväť skupín zásob. Tieto skupiny sú
zobrazené na nasledujúcom obrázku.
podiel
hodnoty
10
9
8
7
6
C
5
B
4
3
A
2
1
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
podiel
množstva
Obr. 1. Lorenzova krivka
3.2. XYZ analýza
Pre komplexnejšie informácie, potrebné pre
rozhodovanie o spôsobe obstarania materiálu, sa používa
tiež XYZ analýza. Je doplnkom ABC analýzy a tak isto
rozdeľuje zásoby do troch skupín, avšak kritériom
rozdelenia je charakter spotreby zásob. (Šulgan, Gnap,
Majerčák 2008)
Materiály s konštantnou spotrebou a teda vysokou
presnosťou predpovede spotreby sú zaradené do skupiny
X. Pri týchto položkách je možný synchrónny spôsob
obstarania.
V prípade, že spotreba podlieha väčším výkyvom,
spôsobeným napríklad sezónnosťou, a teda nie je možná
relatívne presná predpoveď spotreby, materiál je zaradený
do skupiny Y. Takýto materiál sa obstaráva do zásoby.
Skupinu Z tvoria materiály s nepravidelnou občasnou
spotrebou. Ich spotrebu možno predpovedať len s nízkou
presnosťou. Využíva sa tu náhodný spôsob obstarávania
podľa potreby.
Obr. 2. ABC/XYZ analýza
Zdroj: http://pernerscontacts.upce.cz/19_2010/Sedliak.pdf
Skupiny položiek zásob AX, AY a BX sú položkami
vhodnými pre synchrónne obstarávanie. Z dôvodu ich
vysokej hodnoty značne viažu finančné prostriedky,
vyžadujú vysoké náklady a preto je potrebná ich
minimalizácia. Ich spotreba je konštantná a preto možno
presne určiť množstvo a čas potreby danej položky.
Pre obstarávanie do zásoby sú na základe tohto modelu
vhodné položky zásob skupiny CY. Skupiny zásob BY
a CX nemajú jednoznačne určený spôsob obstarávania.
Môžu byť vhodné pre obstarávanie do zásoby, ale aj pre
synchrónne obstarávanie. Rovnako položky AY, BZ a CZ
sú na rozhraní medzi dvomi spôsobmi obstarávania a to
medzi obstarávaním do zásoby a náhodným obstarávaním.
Výhodou tohto modelu je jeho jednoduchosť
a prehľadnosť. Na základe tohto modelu možno určiť
spôsob obstarania pre všetky položky zásob. Nevýhodou je
nejednoznačnosť určenia spôsobu obstarania väčšiny
skupín, čo môže viesť k nesprávnemu rozhodnutiu podniku
o spôsobe ich obstarania a následne k vzniku nedostatku
zásob, alebo k zbytočnému viazaniu finančných
prostriedkov a vynaloženiu nákladov na skladovanie.
16
3.4. Rozhodovacia kocka
Pre hodnotenie vhodnosti jednotlivých položiek zásob
pre synchrónne obstarávanie je dôležitým faktorom
dodacia spoľahlivosť. Toto kritérium zohľadňuje tzv.
„Rozhodovacia kocka“, ktorá je zobrazená na
nasledujúcom obrázku.
na skladovanie, trvanlivosť, možnosť vhodného
uskladnenia. Hlavné faktory pre veľkosť jednorazovej
objednávky sú spoľahlivosť odhadu požiadaviek,
použiteľný skladovací priestor, náklady na skladovanie
a obstarávacie náklady.
Model EOQ určuje optimálnu veľkosť dodávky
vzhľadom na obstarávacie náklady a náklady na
udržovanie zásob. Vychádza sa z celkových ročných
nákladov, ktoré sa minimalizujú so zmenou
objednávkového množstva. Ich priebeh je znázornený na
nasledujúcom obrázku.
náklady [€]
celkové
náklady
obstarávacie
náklady
náklady na
skladovanie a
udržiavanie zásob
10
9
8
7
6
5
4
3
Obr. 3. Rozhodovacia kocka
Zdroj: http://pernerscontacts.upce.cz/19_2010/Sedliak.pdf
2
1
„Rozhodovacia kocka“ rozdeľuje zásoby do 3 skupín:
skupina vhodná pre synchrónne obstarávanie, skupina
čiastočne vhodná pre synchrónne obstarávanie a skupina
zásob, ktorá je nevhodná pre synchrónne obstarávanie.
Výhodou tohto modelu je zohľadnenie dodacej
spoľahlivosti, ktorá je pre synchrónny spôsob obstarávania
dôležitá z hľadiska zabezpečenia kontinuity výroby, ktorá
ma ďalej vplyv na náklady z nedostatku zásob a tiež na
zákaznícky servis.
Nevýhodou modelu je nedefinovanie položiek pre
ostatné spôsoby obstarávania a nejednoznačnosť určenia
vhodnosti niektorých položiek zásob pre synchrónne
obstarávanie.
Dodacia spoľahlivosť môže zahŕňať, okrem časovej
spoľahlivosti a teda dodržiavania dodacích lehôt, aj
presnosť (úplnosť) v dodávaných množstvách a splnenie
požadovaných parametrov dodávky.
3.5. Model ekonomického objednávacieho množstva
Riadenie zásob zahrňuje určenie optimálnej výšky
zásob, stanovenie frekvencie a veľkosti dodávok, zaistenie
efektívneho vynaloženia prostriedkov na zásoby
a zaistenie plynulej výroby. Model ekonomického
objednávacieho množstva rieši tri základné otázky
týkajúce sa množstva zásob na sklade, objednávkového
množstva a frekvencie objednávok.
 Aké veľké by mali byť zásoby?
 Aká veľká má byť jednorazová objednávka?
 Kedy objednávať?
(Šulgan, Gnap, Majerčák 2008)
Na tieto otázky podnik hľadá optimálnu odpoveď,
ktorú ovplyvňujú rôzne faktory. Hlavné faktory pre
riadenie stavu zásob sú výrobno – technické požiadavky,
čas potrebný na dodanie, disponovanie kapitálom, náklady
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10 veľkosť
dodávky
[ks]
Obr. 4. Graf stanovenia optimálnej veľkosti dodávky
Zdroj: Budaj, Fiľo 2008
Optimálnu veľkosť dodávky možno analyticky
vypočítať podľa Harris – Wilsonovho vzorca (Budaj, Fiľo
2008):
O
2 NQ
TS
(1)
Kde:
O - optimálna veľkosť dodávky (ks),
N - náklady na jednu objednávku konkrétnej materiálovej
položky (€),
Q - ročná potreba materiálovej položky (ks/iné jednotky),
resp. plánovaná spotreba (obstarávacie náklady),
T - plánovacie obdobie v dňoch, počas ktorého uvažujeme
o plánovanej spotrebe Q,
S - náklady na skladovanie a udržiavanie jednotky zásob
za jednotku času - 1 deň (náklady na skladovanie
a udržiavanie zásob).
Dĺžka dodávkového cyklu zodpovedajúca optimálnej
dodávke podľa Harris – Wilsonovho vzorca (1) sa vypočíta
podľa vzťahu:
td 
TO
Q
(2)
17
Kde:
td- dĺžka dodávkového cyklu (dni),
T - plánovacie obdobie v dňoch, počas ktorého uvažujeme
o plánovanej spotrebe Q,
O - optimálna veľkosť dodávky (ks),
Q - ročná potreba materiálovej položky (ks/iné jednotky),
resp. plánovaná spotreba (obstarávacie náklady).
4. Syntéza jestvujúcich modelov riadenia zásob
Na základe klasifikačnej analýzy jestvujúcich modelov
riadenia zásob je možné vykonať syntézu zohľadňovaných
faktorov jednotlivých modelov riadenia zásob. Súhrnne ide
o tieto faktory:
 hodnota a charakter spotreby zásob - z ABC analýzy,
 dodacia spoľahlivosť, ktorá bola v rámci analýzy
podrobnejšie a konkrétnejšie rozčlenená na časovú
spoľahlivosť, dodaciu presnosť a dodaciu kvalitu (z
rozhodovacej kocky),
 ročná spotreba, N na 1 dodávku, N na skladovanie 1
mernej jednotky/rok (z EOQ).
Model
Tabuľka 3 Syntéza faktorov zohľadňovaných jestvujúcimi
modelmi riadenia zásob
ABC+XYZ
„Rozhodovacia
kocka“
„Multikriteriálny
model riadenia
zásob“
EOQ
hodnota zásob
Vyhlásenie
Tento príspevok vznikol na základe riešenia projektu:
pravidelnosť spotreby zásob
dodacia spoľahlivosť
dodacia presnosť
Kritériá
všetky zásoby len do 9 skupín, čo zabezpečuje
prehľadnosť. Nevýhodou je počet zohľadňovaných kritérií
a skupiny položiek zásob, ktorých nie je presne určený
spôsob obstarania (BY, CX, AZ, BZ, CZ).
Viac kritérií oproti spomínanému modelu zohľadňuje
„Rozhodovacia kocka“. Je rozšírená o tretie kritérium, a to
kritérium dodacej spoľahlivosti, avšak podľa tohto modelu
je spôsob obstarávania jednoznačne určený len pre jednu
skupinu (AXI). Ostatných sedem skupín (AXII, AYI,
AYII, BXI, BXII, BYI, BYII) je označených v tomto
modely ako „čiastočne vhodné“ pre synchrónny spôsob
obstarania. Ostatné spôsoby obstarávania tento model
bližšie nešpecifikuje.
Model EOQ umožňuje na základe nákladov na
dodanie, nákladov na skladovanie a na základe ročnej
spotreby určiť optimálne objednávkové množstvo
a periódu objednávania. Nevýhodou je, rovnako ako pri
predchádzajúcich modeloch, počet kritérií.
Z uvedenej analýzy modelov riadenia zásob je zrejmé,
že pri ich optimalizácií sú zohľadňované dve až tri kritériá,
pričom vo viacerých prípadoch nie je určený presný spôsob
ich riadenia. Pre spoľahlivé a jednoznačné rozhodovanie
o zásobách je potrebné zohľadniť viacero kritérií. Možným
riešením je vytvorenie takého modelu riadenia zásob, ktorý
by zohľadňoval sústavu kritérií. Takýto model je
v súčasnosti v procese tvorby na Žilinskej univerzite
v Žiline, fakulta prevádzky a ekonomiky dopravy a spojov,
katedra železničnej dopravy.
dodacia kvalita
dodacie lehoty
náklady na skladovanie
náklady na dopravu
ročná spotreba
Zdroj: Chovancová 2015
Syntézou jestvujúcich modelov riadenia zásob možno
vytvoriť model riadenia zásob, ktorý zohľadňuje sústavu
faktorov ovplyvňujúcich riadenie zásob.
Záver
Jestvujúce modely riadenia zásob, zamerané na
určenie spôsobu obstarávania jednotlivých položiek zásob,
zohľadňujú dve až tri kritériá.
V prípade kombinácie ABC analýzy a XYZ analýzy
(do ABC/XYZ analýzy) je zohľadnená hodnota a charakter
spotreby zásob. Výhodou tohto modelu je jeho
jednoduchosť a prehľadnosť. Jeho jednoduchosť spočíva
vo vykonaní dvoch analýz, ktorých kombinácia rozdelí
„Prvky kvality integrovaného dopravného systému pri
efektívnom poskytovaní verejnej služby v doprave v kontexte
globalizácie“ (grantová úloha VEGA 1/0188/13), ktorý je
riešený na Fakulte prevádzky a ekonomiky dopravy a spojov
Žilinskej univerzity v Žiline.
Literatúra
Knihy a monografie:
Budaj, P., Fiľo, M. 2008 Manažment operácií. 1. vyd. Prešov:
Vydavateľstvo Michala Vaška, 152 s., ISBN 978-80-7165710-1.
Drahotský, I., Řezníček, B. 2003 Logistika procesy a jejich řízení.
1. vyd. Brno: Computer Press EDIS, 334 s., ISBN 80-7226521-0.
Chovancová, M. 2015 Multikriteriálna optimalizácia riadenia
zásob. diplomová práca, Žilina, 2015
Krajčovič, M. et al. 2004. Priemyselná logistika. 1. vyd. Žilina:
EDIS - vydavateľstvo Žilinskej univerzity, 378 s., ISBN 808070-226-8.
Šulgan, M., Gnap, J., Majerčák, J. 2008 Postavenie dopravy v
logistike. 2. vyd. Žilina: EDIS - vydavateľstvo Žilinskej
univerzity, 238 s., ISBN 978-80-784-2.
Elektronické zdroje:
Sedliak, M. – Šulgan, M. 2010 Metódy na podporu rozhodovania
o spôsobe obstarávania materiálových vstupov výrobných
podnikov. In: Perner´s Contacts. Roč. 5, č.3. (2010),
online, s. 282-287. ISSN 1801-674X. Citované 24. 10. 2015
Dostupné
na:
http://pernerscontacts.upce.cz/19_2010/Sedliak.pdf
18
KVANTIFIKÁCIA ČASOVÝCH FAKTOROV V PREPRAVNOM REŤAZCI OSOBNEJ
DOPRAVY
Abstrakt. Pod pojmom premiestnenie osôb rozumieme každú zmenu miesta pobytu osôb bez ohľadu na motív alebo
spôsob premiestnenia. Preprava predstavuje spotrebnú stránka dopravného procesu.
Prepravný reťazec v osobnej doprave pozostáva z radu kontinuálne na seba nadväzujúcich úkonov. Všetky tieto úkony
musí cestujúci počas svojej cesty postupne absolvovať. V prepravnom procese rozlišujeme úkony, ktoré musí cestujúci
absolvovať pred jeho samotným začatím (príchod do dopravného uzla, nákup cestovných dokladov a pod.) alebo
v priebehu jeho trvania. Všetky tieto úkony ovplyvňujú prepravný proces najmä dĺžkou ich trvania. V príspevku je
spracovaná metodika, podľa ktorej je možné určiť dobu trvania jednotlivých úkonov v prepravnom procese. Aplikáciou
navrhovanej metodiky na vybraný dopravný uzol je možné poukázať na kritické, resp. obmedzujúce miesta
v prepravnom procese, ktoré je možné následne upraviť alebo aspoň čiastočne eliminovať. Cieľom je vytvorenie
fungujúceho dopravného systému verejnej osobnej dopravy, ktorý prispeje významnou mierou k zníženiu podielu
individuálnej dopravy.
Kľúčové slová: prepravný reťazec, osobná doprava, časové prvky
QUANTIFICATION OF THE TIME FACTORS IN THE TRANSPORTION CHAIN
OF PASSENGER TRANSPORT
Abstract. The term relocation interprets any change of sojourn of persons, regardless of motive or manner of
displacement. Transportation represents the excise side of transport process.
The transportation chain in railway passenger transport consists from series of continuous successive operations.
The passenger has to undergo all of these operations during his journey. In the transportation process can be
differentiated operations which have to be carried by the passenger before the transportation process begins (such as
arrival to the transportation hub, buying of travel documents and the others) or during its duration. In the paper is
processed the methodic based on which is possible to determine the time of duration of individual operations in
transportation chain. By applying the proposed methodic on the selected transport hub is possible to point out
shortcomings (weaknesses) in transportation chain, which can be subsequently removed. By removing of these
shortcomings will be create a functioning transport system of public passenger transport which will significantly
contribute to the reduction of the share of individual transport.
Keywords: the transportation process, passenger transport, the transportation chain, time factors
Ing. Ján Ponický1
1
Žilinská univerzita v Žiline, Univerzitná 8215/1 010 26 Žilina, 041/ 513 34 34, [email protected]
doc. Ing. Martin Kendra, PhD. 2
2
Žilinská univerzita v Žiline, Univerzitná 8215/1 010 26 Žilina, 041/513 34 29, [email protected]
Ing. Juraj Čamaj, PhD. 3
3
Žilinská univerzita v Žiline, Univerzitná 8215/1 010 26 Žilina, 041/513 34 23, [email protected]
Úvod
Prepravný reťazec v osobnej doprave môžeme
charakterizovať ako rad kontinuálne nadväzujúcich
vecných a časových úkonov. Vhodnou optimalizáciou
čiastkových úkonov je možné prispieť k vytvoreniu
funkčného dopravného systému vo verejnej osobnej
doprave.
Vecné úkony v prepravnom procese verejnej osobnej
dopravy pozostávajú z komerčných úkonov (vyhľadanie
vhodného spojenia, nákup potrebných cestovných
dokladov a pod.). Časové úkony resp. prvky ovplyvňujú
prepravný reťazec najmä dĺžkou ich trvania.
Vhodne zvolená metodika kvantifikácie časových
prvkov môže odhaliť úzke miesta prepravného procesu,
ktoré je nutné následne upraviť za účelom skvalitnenia
a zatraktívnenia verejnej osobnej dopravy.
1. Charakteristika systému osobnej dopravy
V systéme osobnej dopravy sa pod pojmom dopravný
element rozumie objekt, ktorý sa v priebehu dopravného
procesu nedelí na menšie časti. Prepravné požiadavky sú
kladené na premiestňovanie osôb, teda objektom prepravy
je cestujúci (Tuzar, A., 2007) .
Všetky
systémy
osobnej
dopravy
možno
charakterizovať:
 miestami nástupu, výstupu a prestupu cestujúcich –
dopravnými uzlami,
19


úsekmi medzi dvojicami dopravných uzlov, ktoré sú
prekonávané vždy jediným dopravným
prostriedkom,
spoločným cieľom rýchlej, bezpečnej, pohodlnej
a spoľahlivej prepravy.
Obr. 1. Štruktúra systému osobnej dopravy
zdroj: autori
2. Úkony a metodika výpočtu časových prvkov
v prepravnom procese pred nástupom do dopravného
prostriedku
Kapitola analyzuje rad na seba kontinuálne
nadväzujúcich úkonov v prepravnom procese verejnej
osobnej dopravy, ktoré musí cestujúci absolvovať ešte
pred nástupom do dopravného prostriedku. Tieto úkony
sú:
 uvedomenie si potreby cestovať,
 vyhľadanie vhodného spojenia a zistenie
doplnkových informácií,
 príchod do dopravného uzla,
 nákup cestovných dokladov,
 vyhľadanie informácii v dopravnom uzle,
 presun na nástupište,
 nastúpenie do dopravného prostriedku.
Uvedomenie si potreby cestovať
Táto fáza prepravného procesu v osobnej doprave
začína už v momente, keď u cestujúceho vznikne potreba
cestovať, t. j. potrebuje sa dostať napr. do zamestnania,
školy, k lekárovi, ale aj za voľnočasovými aktivitami a
pod.. (Kendra, Ponický, 2015).
Cestujúci v mnohých prípadoch volí skôr
individuálny spôsob dopravy pred verejnou osobnou
dopravou, čo prezentuje aj štatistické spracovanie počtu
prepravených osôb za obdobie rokov 2014 – 2010.
Tabuľka 1. Počet prepravených osôb v SR za obdobie
2014 – 2010.
Doprava/rok
2010
2011
2012
2013
2014
ŽD
46 583
47 531
44 698
46 064
49 272
CD
312 717
299 579
289 228
270 123
262 262
MHD
385 594
417 293
388 239
369 323
380 576
1 900 418
1 903 761
IAD
1 859 479 1 879 436 1 894 167
zdroj: Štatistický úrad SR
Obr. 2. Počet prepravených osôb v SR za obdobie
2014 – 2010
zdroj: Štatistický úrad SR
Vyhľadanie vhodného spojenia a zistenie doplnkových
informácii
Existuje niekoľko komunikačných kanálov, ako môže
cestujúci vyhľadať vhodné spojenie, prípadne doplnkové
informácie. Tieto spôsoby sú:
 knižné cestovné poriadky,
 vývesné cestovné poriadky,
 telefonické infocentrum dopravcu,
 zákaznícke centrum dopravcu,
 internet, mobilné aplikácie.
Obr. 3. Vývojový diagram vyhľadania spojenia
zdroj: autori
V dnešnej dobe si cestujúci môže vyhľadať všetko
potrebné aj z pohodlia domova, ak má pripojenie na
internet.
Webové stránky jednotlivých dopravcov
(obr. 4 vľavo – Železničná spoločnosť Slovensko, a. s.
vpravo – RegioJet, a. s.), prípadne iné webové stránky,
umožňujú získať potrebné informácie o spojení.
Cestujúci zadá do vyhľadávača stanicu odchodu,
cieľovú stanicu, čas a dátum svojej cesty. Následne mu
vyhľadávač na webovej stránke vyhľadá spojenie podľa
zadaných vstupných kritérií. Následne je možné využiť aj
vyhľadanie doplnkových informácii napr. o cene, trase ale
aj obsadenosti.
20
Príchod do prijímacej haly dopravného uzla
Obr. 4. Ukážka možnosti vyhľadávania spojenia na
webových stránkach dopravcov
zdroj: www.slovakrail.sk, www.regiojet.sk
Ďalšou možnosťou je získanie potrebných informácii
v prijímacej hale dopravného uzla. Dopravný uzol je
miesto, kde sa kríži niekoľko komunikácii napr. železničné
trate, cestné komunikácie (Petrovský, 1983). V prijímacej
hale by mali byť umiestnené vývesné cestovné poriadky,
plán dopravného uzla, plán radenia vlakov a pod. Vo
významnejších dopravných uzloch
sú vybudované
zákaznícke centrá dopravcov (Bratislava, Žilina, Zvolen,
Trnava, Košice a iné), ktoré slúžia na podávanie
potrebných informácií, prípadne je tam umožnené
zakúpenie potrebných cestovných dokladov.
Prístupové cesty musia spájať všetky verejné
priestory čo najkratšou trasou. Trasy musia byť vyznačené
prostredníctvom vizuálnych informácii. Prístupové cesty
môžu byť zabezpečené podchodmi, nadchodmi,
eskalátormi, výťahmi a pod. (Vyhláška Ministerstva
životného prostredia č. 532/2002 Z. z.).
Výpočet času trvania tohto úkonu závisí od dĺžky
trasy, ktorú musí cestujúci prekonať a rýchlosti chôdze.
V prípade, že sa na prístupovej ceste nachádzajú
schodiská, výťahy, prípadne eskalátory, je potrebné
zohľadniť aj tieto bariéry pomocou koeficientu
barierovosti prístupovej cesty.
Na výpočet ukazovateľa času trvania príchodu do
dopravného uzla sa použije vzťah:
𝑡=
𝑠
𝑣
∗ 𝑘𝑝𝑐
(1)
kde:
t – čas trvania úkonu [min],
s – dráha (vzdialenosť), ktorú je potrebné prekonať [m],
v – rýchlosť chôdze [m*s-1],
kpc – koeficient barieróvosti prístupovej cesty (schodisko,
eskalátory, výťahy) [1,4 – 2,0].
Zakúpenie potrebných cestovných dokladov
Obr. 5. Vývesné cestovné poriadky (vľavo) a zákaznícke
centrum (vpravo)
zdroj: autori
Operatívne získanie informácií je v prepravnom
procese veľmi dôležité. V dnešnej dobe je možné
vyhľadať vhodné spojenie a informácie o meškaní vlakov
aj pomocou aplikácie v mobilnom telefóne. Jedinou
podmienkou je potrebná aktivácia mobilných dát
v mobilnom zariadení.
Zakúpenie potrebných cestovných dokladov je
ďalším úkonom, ktorý musí cestujúci absolvovať v rámci
prepravného procesu. Existuje viacero komunikačných
a predajných kanálov na zakúpenia cestovných dokladov:
 nákup cestovného dokladu v predajných
miestach dopravcu,
 nákup cestovného dokladu v automate na predaj
cestovných dokladov,
 nákup cestovného dokladu v zákazníckom
centre,
 nákup cestovného dokladu cez webové stránky,
 nákup cestovného dokladu mobilnou aplikáciou.
Obr. 7. Vývojový diagram nákupu cestových dokladov
zdroj: autori
Obr. 6. Ukážka mobilných aplikácii
zdroj: autori
Najčastejším spôsobom predaja cestovných dokladov
je aj v súčasnej dobe predaj v predajných miestach
dopravcu (pokladnice). Dôvodom je aj možnosť využitia
komunikačných kanálov pre získanie potrebných
21
informácii o ceste, poradenská činnosť pri nákupe
cestovných dokladov a pod.
Obr. 8. Prechodový graf systému hromadnej obsluhy M/M/n/∞
zdroj: autori
Obr. 7. Predajné miesta na cestovné doklady
zdroj: autori
Na výpočet jednotlivých ukazovateľov, ktoré sa
týkajú obsluhy zákazníkov pri okienkach (pokladniciach)
bude využitá metóda operačnej analýzy – teória hromadnej
obsluhy.
Metóda sa zaoberá najmä stochastickými systémami,
kde hlavným náhodným elementom je vstupný tok
zákazníkov (požiadaviek) do systému a čas obsluhy
zákazníkov (požiadaviek) (Smieško, J., 1999). V týchto
systémoch sa objavujú aj iné časti, ale tie nebudú v tomto
príspevku rozpracované.
Vstupný tok zákazníkov popisujú pravdepodobnostné
charakteristiky vstupujúceho toku zákazníkov do
obslužného systému, t. j. príchod zákazníka je chápaný ako
ľubovoľná udalosť dožadujúca sa nejakej obsluhy. Tok
zákazníkov budeme chápať ako postupnosť homogénnych
javov, ktoré sa vyskytujú v nejakých náhodných časových
okamihoch. Spôsob, akým budeme analyzovať tok
zákazníkov, je pozorovanie v nejakom časovom intervale
(Smieško, J., 1999).
V tomto prípade bude vstupný tok zákazníkov
charakterizovaný
exponenciálnym
rozdelením.
Exponenciálne rozdelenie vyjadruje časový úsek, ktorý
uplynie medzi dvoma po sebe nasledujúcimi výskytmi
sledovaného javu, t. j. príchod zákazníkov k pokladnici na
predaj cestovných dokladov. Náhodné veličiny prezentujú
čas, v ktorom jav nastane.
Typickým modelom, ktorý je možné použiť na
výpočet potrebných ukazovateľov, je exponenciálny
model s paralelne usporiadanými linkami M/M/n/∞. Linky
obsluhy predstavuje „n“ obslužných pokladní, ktoré
uspokojujú požiadavky zákazníkov. Predpokladáme, že
zákazníci čakajú na obsluhu v nekonečnom fronte.
Predpoklady exponenciálneho modelu s paralelne
usporiadanými linkami sú:
 v systéme je „n“ identických liniek obsluhy,
 príchody medzi zákazníkmi možno popísať
exponenciálnym rozdelením s parametrom λ,
 čas trvania obsluhy na každej obslužnej linke je
náhodná veličina s exponenciálnym rozdelením
s parametrom μ,
 neobmedzená kapacita a režim fronty FIFO
(„First in First out“.) (Jablonský, 2002).
Predpokladáme, že systém má „n“ liniek obsluhy,
z ktorých každá má intenzitu obsluhy „μ“, potom dve linky
obsluhy majú dokopy intenzitu obsluhy 2μ a podobne.
Najviac tak môžeme zvýšiť intenzitu obsluhy na „nμ“.
Front sa teda začne vytvárať až keď je v systéme naraz
aspoň n+1 požiadaviek.
V rámci optimalizácie je potrebné stabilizovať
systém (aby front neobmedzene nenarastal) po splnení
podmienky ρ=λ/(n*μ) < 1. Táto optimalizácia stanovuje,
aby intenzita obsluhy celého systému n*μ bola vyššia ako
intenzita príchodu požiadaviek λ.
Vyhľadanie informácií v dopravnom uzle
Cestujúci najčastejšie hľadá informácie o tom, kedy
mu odchádza spoj verejnej osobnej dopravy, z ktorého
nástupišťa, či má meškanie a pod.
Tieto údaje môže získať:
 prostredníctvom svetelných informačných
tabúľ,

rozhlasového hlásenia,
 v pokladnici,
 z vývesiek v dopravnom uzle,
 orientačných tabúľ,
 prípadne aj v zákazníckom centre,
 mobilné apliikácie.
Obr. 9. Zariadenia pre podávanie dynamických informácii
Presun na nástupište
Prístupové cesty musia spájať všetky verejné
priestory čo najkratšou trasou. Trasy musia byť vyznačené
prostredníctvom vizuálnych informácii. Prístupové cesty
môžu byť zabezpečené podchodmi, nadchodmi a pod.
(Vyhláška Ministerstva životného prostredia č. 532/2002
Z. z.).
Analogicky je výpočet tohto parametru – presun na
nástupište je zhodný z výpočtom, ktorý bol použitý v časti
„príchod do prijímacej haly dopravného uzla“.
Predpokladáme, že cestujúci prichádzajú na
nástupište v náhodnom časovom rozdelení. Opäť je možné
použiť exponenciálne rozdelenie, ktoré nám udáva časový
úsek, ktorý uplynie medzi dvoma po sebe nasledujúcimi
výskytmi sledovaného javu, t. j. príchod cestujúcich na
nástupište. Náhodné veličiny prezentujú čas, v ktorom jav
nastane (Smieško, J. 1999).
22
Predpokladáme, že cestujúci prichádza na nástupište
v dvoch prípadoch:
 spoj cestujúcemu práve prichádza,
 spoj sa nachádza v dopravnom uzle.
Pravdepodobnosť stavu, že skúmaný spoj verejnej
osobnej dopravy sa nachádza pri hrane nástupišťa je
možné vyjadriť podľa vzorca:
+
𝑝𝑠𝑝𝑜𝑗
=
𝑡𝑝𝑜𝑏.𝑠𝑝𝑜𝑗𝑎
(2)
𝑡
kde:
pspoj – pravdepodobnosť stavu [0 - 1],
tpob.spoja – čas pobytu spoja v dopravnom uzle [min],
t – interval medzi spojmi [min].
−
𝑝𝑠𝑝𝑜𝑗
=1 −
𝑡𝑝𝑜𝑏.𝑠𝑝𝑜𝑗𝑎
𝑡
(3)
Nastúpenie do dopravného prostriedku
Cestujúci v mnohých prípadoch volí najkratšiu cestu
od príchodu na nástupište a nastupuje do najbližšieho
vozňa. Tento faktor ovplyvňuje nerovnomerné rozloženie
cestujúcich pri hrane nástupišťa a analogicky aj
nerovnomerné vyťaženie vozňov a dverí.
Stupeň nerovnomernosti obratu cestujúcich vo
vozňoch je možné vyjadriť pomocou koeficientu nástupu
(KN) a výstupu (KV). Je to pomer maximálneho výstupu
alebo nástupu cestujúcich z najzaťaženejšieho vozňa
a priemernej hodnoty výstupu alebo nástupu cestujúcich
z celého vlaku (Pečený, Z., 2000).
𝐾𝑣 =
𝐾𝑁 =
𝑚𝑎𝑥𝑣𝑦𝑠𝑡 𝑧 𝑣𝑜𝑧ň𝑎
∅ 𝑣𝑦𝑠𝑡. 𝑧 𝑣𝑙𝑎𝑘𝑢
𝑚𝑎𝑥𝑛á𝑠𝑡. 𝑑𝑜 𝑣𝑜𝑧ň𝑎
∅ 𝑛á𝑠𝑡.. 𝑧 𝑣𝑙𝑎𝑘𝑢
(4)
(5)
kde:
Kv – koeficient výstupu [1,3 – 1,9],
Kn – koeficient nástupu [1,3 – 1,9],
maxvýst. z vozňa – max. výstup alebo nástup cestujúcich
z najzaťaženejšieho vozňa [počet cestujúcich],
Ø vyst./nast. z vlaku – priemerná hodnota vyst./nast cestujúcich
z celého vlaku [počet cestujúcich].
∅ 𝑜𝑏𝑟𝑎𝑡 𝑑𝑣𝑒𝑟.𝑣𝑜𝑧ň𝑜𝑣
(6)
kde:
kdv – koeficient nerovnomerného zaťaženia dverí [1,2 – 1,6],
maxobrat.najzať.dverí – max. obrat cestujúcich v najzaťaženejších
dverách [počet cestujúcich],
priem.obrat.dver.vozňa – priemerná hodnota obratu k celému vlaku
[počet cestujúcich].
Hodnoty koeficientu nerovnomerného zaťaženia
dverí sa pohybujú v medziach od 1,2 do 1,6. Pre výpočet
je však vhodné zvoliť hodnotu 1,4.
Čas trvania tohto úkonu v prepravnom procese sa
stanoví podľa vzorca:
𝑡=
Pravdepodobnosť, že spoj verejnej osobnej dopravy
sa nenachádza pri hrane nástupišťa je možné určiť podľa
vzorca:
𝑚𝑎𝑥𝑜𝑏𝑟𝑎𝑡 𝑛𝑎𝑗𝑧𝑎ť.𝑑𝑣𝑒𝑟í
𝑘𝑑𝑣 =
𝑠
𝑣
∗ 𝑘𝑣 ∗ 𝑘𝑁 ∗ 𝑘𝑑𝑣 ∗ 𝑘𝑑
(7)
kde:
t – čas nástupu [min],
s – dráha (vzdialenosť), ktorú treba prekonať [m],
v – rýchlosť chôdze [m*s-1],
kv – koeficient výstupu [1,3 – 1,9]
kn – koeficient nástupu [1,3 – 1,9]
kdv – koeficient nerovnomerného zaťaženia dverí [1,2 – 1,6].
Závery
1.
2.
3.
4.
Optimalizácia časových prvkov vo verejnej osobnej
doprave
prispeje
k atraktívnejšej,
rýchlejšej
a spoľahlivejšej verejnej osobnej doprave.
Metodiku výpočtu je možné použiť aj jednotlivo na
vybrané ukazovatele,
Pri výpočtoch je potrebné zohľadniť stavebné
usporiadanie jednotlivých prvkov v dopravnom uzle
a konštrukčné riešenie vozidlového parku verejnej
osobnej dopravy.
Čas pobytu v železničnej stanici je závislý od
viacerých faktorov, t. j. pri výpočte je potrebné
zohľadniť koeficient výstupu, nástupu cestujúcich,
nerovnomerné zaťaženie dverí a konštrukčné riešenie
dverí.
Vyhlásenie
Príspevok je spracovaný v rámci riešenia grantovej úlohy
VEGA 1/0188/13 „Prvky kvality integrovaného
dopravného systému pri efektívnom poskytovaní verejnej
služby v doprave v kontexte globalizácie“, ktorý je
riešený na Fakulte prevádzky a ekonomiky dopravy
a spojov Žilinskej univerzity v Žiline.
Hodnoty ukazovateľa sa pohybujú v rozmedzí od
1,3 do 1,9. Pri výpočte sa však uvažuje so strednou
hodnotu 1,6.
Aj dvere na dopravnom prostriedku sú zaťažené
nerovnomerne. Koeficient nerovnomerného zaťaženia
dverí sa stanoví podobne ako stupeň nerovnomernosti
obratu cestujúcich, t. j. pomer maximálneho obratu
cestujúcich v najzaťaženejších dverách a priemernej
hodnoty obratu k celému vlaku (Pečený, Z., 2000).
23
Vyhlásenie
Literatúra
Príspevok je spracovaný v rámci riešenia projektu
spolufinancovaného zo zdrojov EÚ s názvom „Prenos
inovatívnych poznatkov a technológií v logistických a
dopravných procesoch“, ITMS kód projektu
26220220006, riešeného na Žilinskej univerzite v Žiline.
Knihy a monografie:
Tuzar, A., 2007 Teorie dopravy, Pardubice: vyd.: ASPI, 2007,
ISBN 8073572853
Smieško, J., 1999 Operačná analýza II: Základy teórie hromadnej
obsluhy,
Žilina
:
MC
Energy
s.r.o.,
ISBN 80-968115-6-8.
Jablonský, J., 2002 Operační výskum – Kvantitativní modely pro
ekonomické rozhodování, 1. vyd., Praha: Professional
Publishing, 323 s., ISBN 80-86419-42-8.
Osobná doprava / Zdeněk Pečený. - Žilina : Žilinská univerzita v
EDIS, 2000. - 137 s. - ISBN 80-7100-781-1 (ASK)
Zákony, normy, predpisy:
Vyhláška Ministerstva životného prostredia č. 532/2002 Z. z.
Prepravný reťazec v osobnej doprave / Martin Kendra – Ján
Ponický. In: Železničná doprava a logistika [elektronický zdroj]
:vedecko-odborný časopis o železničnej doprave a preprave,
logistike a manažmente. - ISSN 1336-7943. - Roč. 10, č. 2
(2014), online, s. 62-67. - Popis urobený 19.01.2015. - Spôsob
prístupu:http://fpedas.utc.sk/zdal/images/zdal/aktualne_cislo/08
_Kendra_Ponicky.pdf
24
ZKUŠEBNÍ ZAŘÍZENÍ PRO DYNAMICKÉ TAHOVÉ TESTY MATERIÁLŮ
KOLEJOVÝCH VOZIDEL
Abstrakt. V příspěvku je popsáno zkušení zařízení pro dynamické tahové testování materiálů konstrukcí kolejových
vozidel. Zařízení je konstrukčně navrženo jako kyvadlové rázové kladivo s integrovaným perkusním mechanismem.
Přednostmi této technologie (při srovnání a podobnými zařízeními) jsou
• možnost provádět testy nárazovou rychlostí až 30m/s,
• možnost provádět testy jako instrumentované zkoušky, tzn. zaznamenávat sílu v čase v průběhu testů a tím
získat dynamické charakteristiky testovaných materiálů.
Základními součástmi perkusního rázového kladiva je dále brzdný systém, speciální čelisti pro tahové zkoušky a systém
senzorů umožňujících instrumentaci tahové zkoušky. V článku je řešena problematika jednotlivých komponent.
Důležitým faktorem je zejména kvalita upínacích čelistí (nebezpečí prokluzu upnutého vzorku), která významně
ovlivňuje kvalitu dosažených výsledků.
Získané dynamické materiálové charakteristiky pak budou sloužit jako vstupní parametry do simulací crashových dějů.
Klíčový slova: Kyvadlové rázové kladivo, perkusní mechanismus, instrumentované zkouška v tahu, nárazová rychlost.
TEST EQUIPMENT FOR DYNAMIC TENSILE TESTS OF MATERIALS OF RAILWAY
VEHICLES
Abstract. In the paper is described the special test facility for dynamic tensile testing of materials used in railway
vehicles constructions. This facility is designed as a pendulum impact hammer with integrated percussive mechanism.
The advantages described technology (by comparison with similar devices) are:
• possibility to achieve the maximum impact speed up to 30 m/s,
• possibility to perform instrumented tests (in the meaning of tensile force recording in the specimen during the
whole test) which allows to obtain dynamic characteristics of tested materials.
The fundamental parts of the percussive impact hammer are in addition braking system, special jaws for tensile tests
and sensor system for instrumentation of tests. Some information about these parts are mentioned in the paper.
Important factor is mainly quality of connection jaws (danger of specimen slipping during impact) that significantly
affects quality of achieved solutions.
Obtained dynamic material characteristics will be used as an input parameters for simulations of crash processes.
Keywords: Pendulum impact hammer, percussive mechanism, instrumented tensile test, impact speed.
Bohumil Culek1
Katedra dopravních prostředků a diagnostiky, Dopravní fakulta Jana Pernera, Univerzita Pardubice, Studentská 95,
532 10 Pardubice, tel. +420 466 038 511, e-mail: [email protected]
1
Bohumil Culek ml.2
Katedra dopravního stavitelství a diagnostiky, Dopravní fakulta Jana Pernera, Univerzita Pardubice, Studentská 95,
532 10 Pardubice, tel. +420 466 036 398, e-mail: [email protected]
2
Eva Schmidová3
Výukové a výzkumné centrum v dopravě, Dopravní fakulta Jana Pernera, Univerzita Pardubice, Doubravice 41,
533 53 Pardubice, tel. +420 466 038507, e-mail: [email protected]
3
Úvod
V posledních několika letech je v oboru kolejových
vozidel aktuální otázka dynamických tahových testů
materiálů používaných v konstrukcích kolejových vozidel.
Materiálové charakteristiky, které jsou výsledkem těchto
testů, jsou pak používány jako vstupní parametry do
simulací crashových dějů.
Na světě existuje celá řada testovacích zařízení, která
slouží k dynamickým testům materiálů. Významnou
skupinou jsou kyvadlová rázová kladiva, která jsou
stavěna pro tzv. Charpyho zkoušku vrubové houževnatosti
materiálů, respektive zkoušku podle metody Brugger dle
standardu ZF 15-53 a Izod. Případně jsou tato kladiva
uzpůsobená pro dynamickou zkoušku materiálů v tahu ve
smyslu normy EN ISO 26203. V takovém případě mají
speciální upínací mechanizmus pro zkušební vzorky a
speciální tvar kladiva uzpůsobený pro náraz kladiva na
upínací mechanizmus zkušebního vzorku tak, aby
zkušební vzorek mohl být trhán v tahu. Z dlouhodobého
sledování této problematiky a z provedené rešerše
vyplývá, že nejdále, co do dokonalosti konstrukce těchto
kyvadlových rázových kladiv, je konstrukce německé
firmy ZWICK.
25
Typické technické vlastnosti a zároveň i limitované
technické možnosti těchto kyvadlových rázových kladiv
jsou:
 Rychlost nárazu kladiva na zkušební vzorek je dána
přeměnou potenciální energie kyvadla (umístěného v
konstrukčně možné maximální horní poloze) na energii
kinetickou v dolní úvrati kyvadla (tedy konstrukčně v
místě nárazu kladiva na zkušební vzorek). Z toho
odvozený typický technický parametr současných
kyvadlových rázových kladiv je maximální energie
(kapacita) vyjádřená v Joulech (J).
 Rychlost nárazu kladiva na zkušební vzorek je tedy z
pohledu mechanického dána délkou kyvadla, jeho
hmotností a maximální možnou výškou nastavení v
horní polo-ze.
 V současné době dosahují konstrukčně (rozměrově)
nejlépe stavěná kyvadlová rázová kladiva maximální
rychlost při nárazu 5,5 m/s. Typické pro tato rázová
kladiva je to, že vzdálenost středu otáčení kyvadla od
bodu nárazu kladiva (tzv. poloměr kyvadla) je 800 mm.
S relativně malým poloměrem kyvadla souvisí často ne
důsledně řešená podmínka perkusnosti kladiva.
Obzvláště v případech, kdy kladivo je uzpůsobeno k
výměně břitů, není otázka perkusnosti zohledňována.
 Vzdálenost středu otáčení kyvadla od bodu nárazu
kladiva na zkušební vzorek je limitujícím technickým
parametrem pro přesnost záznamu síly, respektive
deformace zkušebního vzorku v čase v průběhu
zkoušky (souvisí s tzv. instrumentací zkoušky – od
toho odvozený název „instrumentované kladivo“).
Platí, že čím větší je tato vzdálenost, tím menší je
nepříznivý vliv na přesnost měřené síly, respektive
deformace v čase. Teoreticky bez vlivu na tento velmi
důležitý technický údaj instrumentovaného kladiva by
bylo kyvadlo o nekonečném poloměru.
 Tvar nárazové hrany kladiva (břitu) je takový, aby
umožnil instrumentaci zkoušky podle Charpyho.
 Základní technické parametry kyvadlových rázových
kladiv za současného stavu technické úrovně jsou
následující:
o Kyvadlo s kapacitou 450J.
o Instrumentovaný břit kladiva.
o Možnost realizace instrumentované rázové
zkoušky tahem na kruhových vzorcích se závitovou
hlavou a neinstrumentované rázové zkoušky tahem
na plochých tělesech s tloušťkou až do 3mm.
o Vybavení digitální elektronikou pro záznam dat z
instrumentovaných zkoušek se vzorkovací
frekvencí 1MHz, schopnost záznamu minimálně
síly, respektive deformace vzorku v čase.
o Nastavení výchozí polohy kyvadla od min 3°do
150° po krocích maximálně 3°.
o Připojitelnost k měřicímu PC.
o Měřící systém má možnost vyhodnocení ztrát
třením a zohlednění vlivu těchto ztrát na měřenou
absorbovanou energii.
Nejzávažnější nevýhody kyvadlových rázových
kladiv stavěných na úrovni stávajícího stavu techniky jsou
tyto:
 Nárazová rychlost 5,5 m/s je velmi nízká. Pro potřeby
crashových simulací při vývoji nových materiálů pro
konstrukce kolejových vozidel jsou nezbytné
materiálové charakteristiky při rychlých dynamických
tahových zkouškách s rychlostí nárazu o řád vyšší (to
současná kyvadlová kladiva nedokážou).
 U současných konstrukcí kyvadlových rázových kladiv
není důsledně řešena podmínka perkusnosti –
viz. vztah (1):
i2 
kde
JA
 k r
m
(1)
JA
je hmotový moment setrvačnosti
fyzikálního kyvadla k jeho bodu závěsu, (resp.
k ose procházející bodem závěsu); do výpočtu
JA se zahrne samotné těleso kyvadla se všemi
jeho částmi i součástmi např. polohovacího
mechanizmu,
k
je vzdálenost těžiště kyvadla od osy
rotace,
r
je vzdálenost nárazového bodu (středu
perkuse) od osy rotace,
m
je hmotnost kyvadla.
V každém případě nedokonalost v perkusnosti
ovlivňuje negativně přesnost měření síly rázu v
časovém
průběhu
porušování
zkušených
materiálových vzorků.
 Další zásadní nevýhodou kyvadlových rázových kladiv
současného stavu techniky je to, že nemají dobrý
upínací systém plochých zkušebních vzorků, který by
zabránil zejména prokluzu vzorku v upínacích
čelistech. Negativní vliv na záznam síly v čase má i
nízká tuhost konstrukce upínacího mechanizmu. Tím
dochází ke zkreslení záznamu síly v časovém průběhu
porušování vzorku. Zkoušky s takovými zkušebními
zařízeními a jejich výsledky tak nelze považovat za
korektní instrumentované zkoušky.
 Nedostatkem kyvadlových rázových kladiv je také to,
že dosud používané systémy záznamů rázové síly v
průběhu porušování vzorků nezaznamenávají vlnové
děje, které probíhají v materiálu zkušebních vzorků
během jejich destrukce.
2. Popis zkušebního zařízení
Jedná se o perkusní kyvadlové rázové kladivo, které
svými rozměry výrazně převyšuje existující zařízení
tohoto typu. Celková výška při zvednutém kyvadle do
horní startovací polohy je cca 4m, základní rozměr - délka
kyvadla je 1500 mm, což je cca dvojnásobná délka oproti
rázovým kladivům současného stavu techniky. Mohutnost
tohoto kyvadlového rázového kladiva, využívajícího
gravitační efekt fyzikálního kyvadla se zabudovaným
odpalovacím (startovacím) zařízením umožňuje docilovat
při nárazu na zkušební vzorek rychlosti až do 30 m/s.
Tento parametr nemá ve světě techniky rázových zkoušek
pomocí kyvadlového kladiva obdobu. Schematické
26
zobrazení konstrukce nového zkušebního zařízení je na
obr. 1.
rychlosti nárazu až do 30m/s se použije energie
odpalovacího zařízení. Ilustrační zobrazení odpalovacího
zařízení je znázorněno na obr. 2. Toto zařízení je válcová
komora připevněná k nosné konstrukci kladiva. Z komory
vystupuje vystřelovací píst, o který je volně přes kontaktní
mechanismus opřeno kladivo kyvadla před uvedením do
pohybu. Odpalovací zařízeni jakož i celý proces testu je
řízen řídícím systémem zkušebního zařízení – viz
schématické zobrazení na obr. 3.
Obr. 2. Odpalovací zařízení
Obr. 1. Schéma zkušebního zařízení
Obr. 3. Schéma řídícího systému
Základní rozměrové a hmotnostní parametry jsou
uvedeny v tab. 1. Změny hmotnostních parametrů jsou
možné vždy při zachování perkusnosti, která je základním
parametrem zkušebního zařízení.
Tabulka 1. Základní rozměrové a hmotnostní parametry
zkušebního zařízení
Parametr
Hmotnost kyvadla
Hmotový moment setrvačnosti k ose rotace
Délka kyvadla
Vzdálenost osy rotace od osy odpalovacího
zařízení
Vzdálenost těžiště kladiva od osy rotace
hodnota
200
209
1500
1270
jednotka
kg
kg.m2
mm
mm
0,723
m
Zkušební zařízení je vybaveno odpalovacím
(startovacím) zařízením, které v sobě akumuluje energii
stlačeného vzduchu. Při uvolnění odjišťovacího
mechanizmu je tato energie předána přes kontaktní
mechanizmus kyvadlu a to v součinnosti s gravitačním
efektem nabere nastavenou požadovanou rychlost při
nárazu. Nespornou technickou výhodou je to, že rychlost
při nárazu je regulovatelná od nízkých rychlostí až do
zmíněných 30m/s. Kladivo díky svým mohutným
rozměrům (délka kyvadla 1,5m) a hmotnosti 200 kg s
využitím pouze gravitačního zrychlení docílí rychlost
nárazu na zkušební vzorek cca 7m/s, k dalšímu zvýšení
Konstrukce zkušebního zařízení je řešena tak, že
kyvadlo s narážecím břitem splňuje podmínku
perkusnosti. Tím se zkušební zařízení zásadně liší od
standardních kyvadlových rázových kladiv dosavadního
stavu techniky. Kontrola perkusnosti je provedena
numerickými výpočty, doprovázenými kontrolními
analytickými výpočty. Do výpočtů jsou zahrnuty i
komponenty upínacího přípravku pro upnutí zkušebních
vzorků, v případě změny velikosti (tvaru) zkušebního
vzorku je kyvadlo vyváženo odebráním či přidáním hmoty
závaží tak, aby perkusnost byla zachována. Při výpočtu
perkusnosti jsou zohledněny i pasivní odpory v ložisku
kyvadla. Důležitost perkusnosti kyvadla spočívá v tom, že
navržené zkušební zařízení eliminuje vodorovnou reakci v
uložení kyvadla, která, pokud by nebyla eliminována, by
ovlivňovala negativně charakter rázové síly měřené na
zkušebním vzorku v časovém průběhu destrukce vzorku.
Důležitou částí zkušebního zařízení je upínací
mechanizmus plochých zkušebních vzorků, který je
navržen tak, že eliminuje nedostatek instrumentovaných
kladiv současného stavu techniky tj. lokální deformaci
vzorku v upínacím zařízení, která negativně ovlivňuje
časový průběh deformace sledovaného průřezu
zkušebního vzorku během jeho destrukce. Zmíněný
negativní vliv vnáší chybu do záznamu rázové síly v
27
časovém průběhu deformace zkušebního vzorku. Ve
výsledku se to projeví v nepřesnosti celého záznamu
průběhu jednotlivých testů a samotná získaná materiálová
charakteristika je touto ne-přesností také zatížena. Na
obr. 4 je ukázka záznamu testu se zkušebním vzorkem
kruhového průřezu provedeného na instrumentovaném
kyvadlovém rázovém kladivu. U tohoto záznamu je
patrné, že oblast náběhu Ak má téměř ideální lineární
charakter.
kaskádovitě řazeny v konstrukci brzdového systému.
Nastavení požadované přítlačné síly brzdových válců bude
automaticky řešeno ovládacím software v závislosti na
nastavené rychlosti nárazu na zkušební vzorek.
Zkušební zařízení bude obsahovat měřicí systém,
který bude zaznamenávat vysokofrekvenční děje až do
úrovně 2 MHz (zachycení vlnových dějů) v plochých
zkušebních vzorcích v časovém průběhu jejich destrukce.
Měřicí systém bude vybaven vysokofrekvenčním
snímačem síly, která bude zaznamenávána v časovém
průběhu testu. Tím bude zajištěn tzv. instrumentovaný
průběh zkoušky. Součástí měřicího systému bude ovládací
software pro automatické ovládání (naprogramování)
celého zkušebního testu tj. nastavení výchozích parametrů
testu (např. rychlost při nárazu), odblokování aretačního
mechanizmu, odstartování časového záznamu testu,
nastavení brzdy k zastavení kyvadla, návrat kyvadla do
aretované polohy.
3. Závěr
Obr. 4. Záznam testu vzorku kruhového průřezu
(oblast Ak – lineární)
Na obr. 5 je ukázka záznamu testu s plochým
zkušebním vzorkem. U tohoto záznamu je naopak patrné,
že oblast náběhu Ap má výrazně nelineární charakter.
Popsané zařízení bylo vyvinuto v rámci řešení
projektu č. TE01020038 Centrum kompetence drážních
vozidel, v jehož rámci vznikl i tento příspěvek. V současné
době probíhá výroba jednotlivých mechanických částí. Za
předpokladu, že nedojde ke změně ve finančním krytí
nákladů spojených s výrobou konstrukčních částí a
nákupem dílčích komponent, mělo by být zkušební
zařízení postaveno v průběhu roku 2016.
Literatura:
Obr. 5. Záznam testu plochého vzorku
(oblast Ap – nelineární)
Tato nelinearita je způsobena nedokonalým
systémem upnutí plochého vzorku. Nedokonalost spočívá
zejména v prokluzu vzorku v upínacích čelistech a v nízké
tuhosti konstrukce upínacího mechanizmu. U nového
zkušebního zařízení bude tento nedostatek odstraněn
upínacím zařízením velké tuhosti se speciálními
dosedacími plochami konstrukčně řešenými v návaznosti
na speciální tvar dosedacích ploch zkušebních vzorků.
Významnou konstrukční částí zkušebního zařízení
bude také speciální systém brzdy. Vzhledem k tomu, že
kyvadlo bude dosahovat rychlosti při nárazu na zkušební
vzorek až 30 m/s musí tomu odpovídat vysoký brzdicí
účinek. Systém brzdy bude principiálně založen na
přítlačné síle vzduchových brzdových válců, které budou
Schmidová Eva, Culek Bohumil, Hanus Petr: Dynamic fracture
behavior of the martensitic high strenght steel after spot
welding, 32nd Danubia-Adria Symposium on Advances in
Experimental Mechanics, 2015, Starý Smokovec,
Slovensko
Konečný Michal: Dynamická pevnost svarů martenzitické oceli
bezpečnostních prvků automobilů, disertační práce 2015,
Dopravní fakulta Jana Pernera, Univerzita Pardubice
Schmidova Eva, Culek Bohumil, Kaya Utku: Effect of Rolling
Contact Fatigue on the Elastic-Plastic Response of
Hadfield steel, Metal 2015, Brno
Schmidová Eva, Culek Bohumil: Study of Specific Parameters
Determining the Fracture Resistance of Autobody Welded
Joints, VI. mezinárodní vědecká konference s podtitulem
„Principy udržitelné dopravy“ 2015, Pardubice
28
VÝZKUM A APLIKACE TECHNOLOGIE INDUKČNÍHO KALENÍ NA ŽELEZNIČNÍCH
NÁPRAVÁCH
Abstrakt. Pro zvýšení odolnosti náprav železničních dvojkolí proti únavovému poškození byla ve společnosti
BONATRANS GROUP a.s. vyvinuta technologie povrchového indukčního kalení. V tomto článku jsou detailně
prezentovány technologické aspekty indukčního kalení železničních náprav, zvýšení odolnosti proti únavovému
poškození u kalených povrchů ve srovnání se standardním tepelným zpracováním, a výsledky právě probíhajících
porovnávacích zkoušek šíření trhliny v nápravách. Sedmdesáti procentní zvýšení meze únavy u indukčně kalených
zkušebních těles oceli EA4T ve srovnání s materiálem se standardním tepelným zpracováním jasně prokazuje účinnost
této technologie na zvýšení bezpečnosti a spolehlivosti náprav v provozu. Výhodou navrhované technologie je možnost
homogenně prokalit celou délku nápravy od čepu přes sedlo kola až po protilehlý čep, což je dokumentováno makro
leptem a průběhem tvrdosti měřeným v jednotlivých částech nápravy. Tato technologie v provoze rovněž výrazně
přispěje ke snížení LCC, neboť další technologické zkoušky poukázaly na vysokou odolnost proti zadření v průběhu
opakovaného lisování a slisování kol, vlivem vysoké mezi kluzu, a téměř nemožnost vytvořit na povrchu dříku nápravy
vlivem odlétávajícího kamení a balastu z trati nějaké poškození v podobě důlku a podobných iniciátoru únavového
poškození.
Kľúčové slová: mez únavy, indukční kalení, železniční náprava
RESEARCH AND APPLICATION OF INDUCTION HARDENED TECHNOLOGY ON
RAILWAYS AXLES
Abstract. A new surface induction hardening technology was designed in company BONATANS GROUP a.s. for the
purpose of increasing the resistance of railway axles to fatigue damage. This paper will give a detailed presentation of
the technological aspects of induction hardening of railway axles, increased fatigue resistance in hardened surfaces
compared with standard heat treatment of EA4T steel and show first results of crack propagation tests. The 70%
increase in the fatigue limit of induction hardened EA4T steel specimens compared with material subjected to standard
heat treatment clearly demonstrates the effectiveness of this technology on increasing safety and reliability railway
axles into service. The advantages of this proposal technology is possibility apply induction hardening on all length of
axle from axle journal, cross wheel seat, axle body to the opposite axle journal which is documented by macro etch and
hardness measurements in different parts of axle. This technology brings in maintenance marked reduction of LCC
cost, because next technological test demonstrate very high immunity against seizure during repeated assembly and
disassembly wheel seat owing to high yield strength and practically impossibility create on axle body surface some
dimple or similar fatigue crack initiation by stone or ballast impact.
Keywords: fatigue limit, induction hardening, railway axle.
Ing. Rostislav Fajkoš, PhD.,
BONATRANS GROUP a.s., Revoluční 1234, 735 94 Bohumín, Česká republika, Tel.: +420 597 082 016, Mobil:
+420 725 617 825, e-mail: [email protected],
Úvod
Únavové poškození náprav železničních dvojkolí je
jedním z limitujících faktorů bezpečnosti kolejových
vozidel (Hirakawa, Toyama, Kubota 1998; Zerbst, Mädler,
Hintze 2005; Makino, Kato, Hirakawa 2011; Zerbst,
Schödel, Beier 2011). To je hlavní důvod vývoje nových
koncepcí designu náprav s vyšší odolností proti iniciaci a
šíření únavových trhlin. Protože lomové selhání náprav při
giga-cyklové únavě, tedy po dlouhé době provozu, může
být iniciováno podstatně nižší amplitudou napětí, než
jakou je mez únavy pro 107 cyklů, koncepce únavové
pevnosti (Hirakawa, Toyama, Kubota 1998; Zerbst,
Mädler, Hintze 2005; Makino, Kato, Hirakawa 2011) musí
být pro zajištění bezpečnosti náprav vždy doplněna o
limity únavového poškození. Tento přístup zohledňuje
výskyt únavových mikrotrhlin, které se mohou během
provozu vyvinout v nebezpečné, dlouhé únavové trhliny
(Zerbst, Schödel, Beier 2011). Limit únavového poškození
proto zahrnuje minimální velikosti trhliny detekovatelné
NDT, ale i odpovídající intervaly inspekčních prohlídek
v závislosti na lokalizaci a době provozu. Kromě těchto
základních koncepcí designu jsou intenzivně studovány i
vlivy konstrukčního materiálu, povrchových úprav,
technologických postupů tepelného zpracování a
následného opracování, ale i geometrických parametrů,
zejména podílu průměru dříku nápravy a sedla kola na
únavovou pevnost zejména železničních náprav
vysokorychlostních vlaků.
Jednou z technologií zvyšování únavové pevnosti
náprav je technologie povrchového indukčního kalení,
která spočívá v relativně rychlém ohřevu povrchových
vrstev již opracovaných náprav pomocí induktoru nad
kalicí teplotu a v prudkém ochlazení nápravy jednak
29
proudem vody z vodní sprchy, která je umístěna za
induktorem a jednak odvodem tepla tělem nápravy.
Výsledkem je vznik martenzitické struktury v povrchové
vrstvě, kde se až trojnásobně ve srovnání s jádrem zvyšuje
tvrdost, a vznikají i tlaková napětí až do hodnoty -800 MPa
(Hirakawa, Toyama, Kubota 1998; Makino, Kato,
Hirakawa 2011). Důsledkem je to, že se podstatným
způsobem zvyšuje mez únavy a krátké únavové trhliny
se v povrchových vrstvách prakticky nemohou šířit. Tato
technologie se uplatňuje i u výrobce železničních dvojkolí
Bonatrans Group a.s. s cílem uspokojit požadavky
zákazníků na dodávku především hnacích náprav určených
pro vysoké
rychlosti s vysokou mírou bezpečnosti proti
únavovému poškození a dlouhou provozní životností.
1. Technologické aspekty indukčního kalení
Technologie povrchového indukčního kalení, spočívá
v relativně rychlém ohřevu povrchových vrstev již předopracovaných náprav pomocí induktoru na kalící teplotu.
Ta se na rozdíl od běžného tepelného zpracování (30-50°C
nad AC3) z důvodu velmi krátkých časů austenitizace volí
vyšší, přibližně 150°C nad AC3 a dosahuje tak hodnot v
rozmezí od 940 do 960°C. Rychlého ohřevu se dosahuje
působením střední nebo vysoké frekvence induktoru, což
je v případě kalení náprav cívka, jejíž tvar je přizpůsobený
kalené části nápravy. Po ohřevu na kalicí teplotu následuje
prudké ochlazení nápravy jednak proudem vody z vodní
sprchy, která je umístěna za induktorem a jednak odvodem
tepla tělem nápravy. Tím vznikne v povrchové vrstvě do
tloušťky až 6 ti mm martenzitická struktura, a v blízkosti
povrchu se až trojnásobně zvýší tvrdost. Kromě toho
vznikají v povrchových vrstvách i tlaková napětí až do
hodnot -800 MPa. Úroveň reziduálních tlakových napětí v
povrchových vrstvách a gradient tvrdosti jsou z
technologického hlediska silně závislé na použité kalící
frekvenci induktoru. Kromě kalicí frekvence induktoru a
teploty popouštění ovlivňuje úroveň vnitřních napětí a
povrchovou tvrdost nápravy také rychlost posuvu
induktoru a časová změna jeho výkonu. Zejména v
oblastech přechodových rádiů nápravy je pro řádné
prokalení povrchových vrstev řízení technologických
faktorů ovlivňujících hloubku prokalení nevyhnutelné. Při
nedodržení této podmínky může docházet vlivem mezery
mezi induktorem a nápravou k nedostatečnému prohřátí
přechodových rádiů a ke zmenšení tloušťky zakalené
vrstvy.
Obr. 1 Závislost tvrdosti HV 30 v jednotlivých partiích
nápravy a makrolept 10% HNO3 indukčně kaleného povrchu
čepu nápravy přes prašník a sedlo kola.
2. Experimentální materiál
Všechny experimenty prezentované v této práci
proběhly na vzorcích komerčně vyrobené oceli jakosti
EA4T používané pro výrobu náprav železničních náprav.
Chemické složení oceli odpovídá standardu EN 13261 a je
uvedeno v Tab. 1. Pro porovnání je v Tab. 1 uvedeno i
chemické složení jakosti S38C používané pro výrobu
indukčně kalených náprav v Japonsku [1]. Ocel jakosti
EA4T byla vyrobena technologií kontilití do kontislitku
průměru 410 mm, nebo 525 mm v závislosti na průměru
zkoušené nápravy. Kontislitky byly předválcovány do
předvalků, ze kterých byly následně vykovány nápravy,
které byly dále standardně tepelně zpracovány kalením do
vody s následným popuštěním v peci na normou
požadované mechanické hodnoty. Po standardním
tepelném zpracování byly nápravy ohrubovány s
minimálním technologickým přídavkem nutným pro
indukční kalení.
Tabulka 1. Chemické složení oceli EA4T a oceli S38C
používané pro rychlovlaky v Japonsku
Jakost
EA4T (25CrMo4)
S38C
(AISI 1038)
C
[%]
Si
[%]
Mn
[%]
Cr
[%]
Mo
[%]
0.26
0.27
0.72
1.0
0.23
0.41
0.27
0.76
-
-
Odezva na cyklické zatěžování materiálu byla
vyšetřována na zkušebních tělesech válcovitého tvaru o
průměru 10 mm. Aby bylo možné vzhledem k malé
tloušťce a ostrému gradientu pod povrchem indukčně
kalené nápravy kvantifikovat účinky indukčního zpevnění,
byla zkušební tělesa podrobena laboratornímu tepelnému
zpracování, které simulovalo postup indukčního zpevnění
používaného při zpracování náprav. Výsledky základních
mechanických vlastností při zkoušce tahem a únavové
charakteristiky získané ze standardně vyráběných náprav
jakosti EA4T po standardním tepelném zpracování jsou
uvedeny v Tab. 2. Tab. 2 je doplněna o výsledky stejných
mechanických charakteristik získaných po tepelném
zpracování simulující indukční zpevnění, tedy po ohřevu
na kalící teplotu 840 °C, zakalení do vody a po následném
popuštění na nízkou popouštěcí teplotu (označeno jako
30
IH). Pro názornost jsou opět v Tab. 2 uvedeny
mechanické hodnoty materiálu náprav S38C používané
pro rychlovlaky Schinkansen.
Tabulka 2. Základní mechanické a únavové
charakteristiky studovaného materiálu EA4T a porovnávaného
materiálu S38C.
RfL
[MPa]
RfE
[MPa]
q=RfL/RfE
[-]
Re
[MPa]
Rm
[MPa]
A5
[%]
EN13261
EA4T
350
215
1,63
>420
650800
18
EA4T
387
297
1,303
611
795
19,8
660
420
1,571
852
1563
13,2
-
-
-
325
612
33,8
Jakost
EA4T-IH
S38C
V prvním řádku Tab. 2 jsou uvedeny hodnoty
sledovaných mechanických charakteristik, kde RfL je
statisticky vyhodnocená střední hodnota meze únavy v
ohybu za rotace stanovená na hladkém vzorku o průměru
10 mm, RfE je statisticky vyhodnocená střední hodnota
meze únavy v ohybu za rotace na vzorku s vrubem o
hloubce 0.1 mm s rádiusem v kořeni vrubu 0.04 mm a
vrcholovým úhlem 30°, q = RfL/RfE je parametr vrubové
citlivosti, Re je mez kluzu, Rm je mez pevnosti a A5 je
tažnost materiálu, které jsou vyžadovány podle EN 13261.
Únavové zkoušky byly vykonány na akreditovaném
zkušebním stroji UZOR 20 ohybem za rotace při frekvenci
zatěžování f = 35Hz a součiniteli proměnlivosti cyklu R =
-1 na hladkých a na vrubovaných vzorcích. Střední
hodnoty meze únavy stanovené z celkem 18ti hladkých a
18ti vrubovaných zkušebních těles byly vyhodnoceny
v souladu s normou ISO 12107 staircase metodou.
Porovnáním výsledků únavových zkoušek průměru
10 mm odebraných ze standardně tepelně zpracované
nápravy jakosti EA4T a vzorků ze stejné jakosti, které byly
podrobené tepelnému zpracování za účelem simulace
pevnosti indukčně kaleného povrchu, lze konstatovat, že
zvýšení meze pevnosti (Rm) z hodnoty 795 MPa až na
úroveň 1563 MPa nezvýší parametr vrubové citlivosti q.
Neméně důležité bylo prověřit, zdali se zakalením
povrchu sedla pro kolo nemění hodnota vrubové
houževnatosti standardně odebraná v polovině poloměru
nápravy. K tomu byla v souladu s normou EN 13261
odebrána tělesa pro zkoušku tříbodovým ohybem s U
vrubem v podélném a příčném směru, která byla zkoušena
při teplotě 20°C.
Tab. 3 Výsledky zkoušky tahem a zkoušky vrubové
houževnatosti odebrané z indukčně kaleného sedla kola.
Zkouška vrubové
houževnatosti
Tahová zkouška
Jakost
EA4T
Požadavky
normy EN
13261
2 (B) střed
R/2
Re
Rm
A5
Z
[MPa] [MPa] [%] [%]
 420
650800

18
-
480
675
21,6
66
Podélné
[J]
Příčné
[J]
40
25
59 69 58 42 43 45
3. Únavové charakteristiky testované na nápravách ve
skutečné velikosti
Po uspokojivých výsledcích meze únavy na
vzorcích průměru hřídele 10 mm, byly zahájeny únavové
zkoušky na nápravách ve skutečné velikosti. Odolnost vůči
cyklickému namáhání byla zkoušena na vytipovaných
designech náprav, jenž byly standardně tepelně
zpracovány a po ohrubování indukčně zakaleny a
nízkoteplotně popuštěny. Po následném úběru finální
třísky a broušení požadovaných partií sedel pro kola a čepů
byly nápravy nalisovány do upínacích kotoučů a byly tak
ve formě standardních zkušebních ½ dvojkolí připraveny
k únavové zkoušce. Požadavky na únavové charakteristiky
náprav ve vybraných partiích jsou předepsány normami
EN 13261 a EN 13260.
Obr.2 Pohled na finální design sestavy zkušebního ½
dvojkolí s parametrem D/d =1,15.
K nastavení napětí lokálního v přechodové oblasti
R75/R15 (F1 parametr) byl použit řetízkový tenzometr
firmy HBM, typ 1-KY11-4/120. Tenzometr byl
lokalizován v oblasti předpokládaného kritického místa do
oblasti přechodu dříku do sedla nápravy. Parametr F3 byl
stanoven na základě analytických výpočtů a výsledků
statické kalibrace a představuje napětí v oblasti hrany sedla
kola lisovaného spoje. Výsledky únavových zkoušek
náprav jsou shrnuty v následující Tab. 4.
31
Tab. 4 Hladiny zkušebních napětí, na které byly nasazeny
zkušební nápravy
Interní
p.č.
nápravy
Lokální
napětí
[MPa]
Nominální
napětí
[MPa]
1
BTG
400
2
SincoT.
368
Napětí v
oblasti
lisovaného
spoje
[MPa]
241,5
Počet
cyklů
[]
10 000 000
450
414
271,6
10 000 000
500
460
301,8
420 000*)
350
325,6
213,4
10 000 000
400
372,2
243,9
10 000 000
450
418,7
274,4
10 000 000
500
465,2
304,9
69 000*)
*) vysoké zkušební zatížení a nárůst teploty
neumožňující zkušebnímu zařízení dále pokračovat ve
zkoušce
Jak je vidět z Tab. 4 byly v tomto případě zkoušeny
dvě nápravy s tím, že jedna náprava byla interně zkoušena
ve zkušebně společnosti BONATRANS GROUP a.s. a
druhá náprava byla zkoušena v německé zkušebně
společnosti SincoTec. Při zkoušce na hladinách lokálního
zkušebního napětí nad 400 MPa bylo zapotřebí zajistit
intenzivní chlazení testované nápravy pomocí náporového
vzduchového chlazení, protože právě vlivem mikroposuvů
ve fretingové oblasti a vysokého zatížení docházelo k
ohřevu povrchu zkoušené nápravy na teploty přesahující
85°C. Obě testované nápravy vydržely hladiny lokálních
napětí 450 MPa, což představuje v oblasti lisovaného
spoje amplitudy nominálních napětí cca. 270 MPa bez
vzniku trhliny kontrolované po ukončení únavové zkoušky
magnetickou fluorescenční metodou.
Únava v oblasti fretting koroze je typická vysoko
cyklová únava doprovázená drobnými relativními posuvy
mezi povrchem nápravy a vnitřním povrchem náboje kola,
v našem případě náboje upínacího kotouče používaného
pro únavové zkoušky, které iniciují mikrotrhliny a
vzájemné opotřebení. Z těchto důvodů se doporučuje
provést únavový test až do 108 cyklů za účelem nalezení
únavové pevnosti fretingové oblasti [2]. Nápravu
s pořadovým číslem 3 jsme proto podrobili dlouhodobé
únavové zkoušce v řádu 5x107 na hladině amplitudy
lokálního napětí 350 MPa, což představovalo amplitudu
nominálního napětí cca. 211 MPa v oblasti lisovaného
spoje. Vzhledem k tomu, že nedocházelo ještě k ohřátí
nápravy nad teplotu 60°C, nebyla náprava v průběhu
tohoto testu chlazena náporovým vzduchem a na nápravě
tak byly viditelné po zkoušce oxidické produkty fretting
koroze, které se v průběhu dlouhodobého testu dostaly z
oblasti lisovaného spoje na povrch vnitřního čela náboje Obr. 3.
Obr. 3 Pohled na oxidické produkty fretting koroze po
ukončení únavové zkoušky
Poslední zkouškou provedenou na nápravách ve
skutečné velikosti jsme chtěli simulovat dopad ostrého
předmětu do oblasti kritického místa. Obdobně jako se
testují nátěrové systémy pro nátěrovou (ne rychlostní)
kategorii 1 jsme do oblasti kritického místa v oblasti
přechodového rádiusu R75/R15 ručně vyvrtali důlek jen
s tím rozdílem, že vrcholový úhel nebyl jako v požadavku
normy 105°, ale standardní úhel ostření vrtáků – 120°.
Průměr takto vzniklého důlku byl 6 mm, z čehož vyplývá,
že špička zasahovala do hloubky cca 1,7 mm. S takto
uměle vytvořeným vrubem byla náprava podrobena
únavovému testu s aplikovanou amplitudou nominálního
napětí ±260 MPa, čemuž odpovídá lokální napětí v případě
testovaného designu nápravy cca. 285 MPa. Po 107 cyklů
nebyla žádná trhlina v okolí místa vývrtu detekována, což
svědčí o vysoké potencionální bezpečnosti náprav
opatřených indukčně kalenou vrstvou. To, že nedošlo k
iniciaci a následnému šíření trhliny lze přičítat i tomu, že
se stále nacházíme v indukčně kalené oblasti s vysokým
tlakovým zbytkovým pnutím.
Obr. 4 Umělý vrub vyrobený v nápravě s indukčně
kaleným povrchem
V praxi však takovýto důlek vzhledem k tvrdosti
zakalené vrstvy vůbec není možné vytvořit, což bylo
dokázáno impact testem používaným běžně pro zkoušky
32
nátěrových systémů dle EN 13261. Pro tento případ jsme
použili dopadovou energii 90 J, která je nově navrhovaná
pro ochranu náprav kategorie 1. Tato energie ve spojení se
standardním projektilem vytvořila v nekalené vrstvě
jakosti EA4T díru o průměru 6 mm, zatímco v IK povrchu
nedošlo k žádnému poškození (neopracované povrchy
náprav).
4. Zkouška šíření trhliny v nápravách
Za účelem provedení této zkoušky byl v nápravě
elektrojiskrově připraven semieliptický umělý defekt o
tloušťce 0,2 mm, hloubce 1,5 a délce 3,75 mm. Zatímco u
standardně vyrobených náprav z jakosti EA4T došlo po
cca 5 miliónech cyklů k iniciaci a rozšíření trhliny z tohoto
defektu při zkušebním napětí 110 MPa, u indukčně kalené
nápravy nedošlo ani při zkušebním nominálním napětí 300
MPa k iniciaci únavové trhliny.
Závěr
Indukční kalení je jednou z perspektivních metod
zvýšení únavové pevnosti železničních náprav, která je na
jiném typu oceli v Japonsku používaná již řadu let.
Hlavními důvody proč by se měla technologie
indukčního kalení dále rozvíjet jsou následující:
1.
2.
3.
Prokazatelné výrazné zvýšení meze únavy, což je
jinými technologickými zásahy jako nános Mo
vrstvy a válečkování nedosažitelné. Z toho je
zřejmá možnost použití na exponované hnací
nápravy vyráběné z jakosti EA4T.
Vysoká vnitřní residuální pnutí, jenž zasahují v
případě sedel kol až do hloubky až 6 mm pod
povrchem, z čehož vyplývá možnost reprofilace
nápravy na průměru až o 3 mm bez snížení
únavových vlastností.
Vysoká odolnost proti zadření i při nevhodné
manipulaci v průběhu lisování dvojkolí vlivem
4.
5.
málo namazaného lisované spoje. Odolnost proti
zadření způsobuje vysoká povrchová tvrdost a
vysoká mez kluzu indukčně kalené nápravy, jenž
zabraňují vzniku zadření.
Cenově příznivá technologie s tím, že v případě
indukčního kalení se zajišťuje komplexní ochrana
celé nápravy od sedla kola, dřík až po protilehlé
sedlo kola.
Nemožnost iniciace vrubu odlétávajícím
kamením-není nutné aplikovat drahé tlustostěnné
nátěrové systémy, u kterých je v servisu problém
s jejich odstraněním u nevrtaných náprav
z důvodu pravidelné MGT a UZ kontroly.
Literatúra
Časopisy:
Hirakawa K, Toyama K, Kubota M. 1998 The analysis and
prevention of failure in railway axles. International Journal
of Fatigue; 97: 135-144.
Zerbst U, Mädler K, Hintze H. 2005 Fracture mechanics in
railway applications - an overview. Engineering Fracture
Mechanics; 72:163-194.
Makino T, Kato T, Hirakawa K. 2011 Review of the fatigue
damage tolerance of high-speed railway axles in Japan.
Engineering Fracture Mechanics; 78:810-825.
Zerbst U, Schödel M, Beier HT. 2011 Parameters affecting the
damage tolerance behavior of railway axles. Engineering
Fracture Mechanics; 78:793-809.
ČSN EN 13260+A1 Železniční aplikace – Dvojkolí a podvozky
– Dvojkolí – Požadavky na výrobek. Květen 2011, Praha:
ÚNMZ, 2011. 34s.
ČSN EN 13261+A1 Železniční aplikace – Dvojkolí a podvozky
– Nápravy – Požadavky na výrobek. Květen 2011 Praha:
ÚNMZ, 2011. 51s.
33
ANALÝZA VÝSKYTU TORZNÍCH KMITŮ V POHONECH MODERNÍCH
KOLEJOVÝCH VOZIDEL
Abstrakt. Tato práce vzniká v kontextu výskytu protočení kol na nápravách hnacích dvojkolí moderních lokomotiv.
Práce se zabývá myšlenkou výskytu torzních oscilací v pohonu, které mohou vést ke ztrátě pevnosti lisovaných spojů.
Tato práce řeší výskyt torzních oscilací v pohonech moderních kolejových vozidel. Cílem práce je popsat způsoby
vzniku a průběhu oscilací v závislosti na čase a okolních podmínkách. K řešení problému byl zvolen ryze simulační
přístup za pomoci softwaru MATLAB Simulink a Simpack. V rámci analýzy byl vytvořen model hnacího vozidla. Ten
zahrnuje mechanickou i elektrickou část vozidla (řízení velikosti momentu). Výstupem modelu jsou časové průběhy
torzních oscilací při ztrátě adheze. Výsledky popisují vznik oscilací, jejich rozvin a následné zatlumení. Vše je
uvažováno při různých hodnotách součinitele adheze. Na základě naměřených hodnot je možno vyčíst, že různé
hodnoty adheze vedou na různé velikosti amplitud torzních oscilací. Dalšími vlivy jsou aktuální velikost hnacího
momentu a průjezd vozidla obloukem.
Klíčová slova: Kolejová vozidla, hnací dvojkolí, dynamika pohonu, torzní kmitání, skluz, MATLAB Simulink,
SIMPACK.
ANALYSIS OF OCCURRENCE OF TORSION OSCILLATIONS IN WHEELSET DRIVES
USED IN MODERN RAILWAY VEHICLES
Abstract. This project is created in the context of the press-fitted joints failure occurrence in running railway vehicles.
This work deals with an idea of torsional oscillations in vehicles drives occurrence that can lead to previously
mentioned. The aim of this work is to describe the ways of oscillations creation and duration according to external
conditions. The solution of previously mentioned has been made via MATLAB Simulink and Simpack software
simulations. There was created a vehicles dynamic model respecting the mechanical and the electrical part of the
vehicle. The results of the model are the time dependent wheelsets oscillation courses in the situation when the adhesion
is lost. The results describe creation, duration and disappearance of the oscillations according to variable friction
coefficients. The results show that variable friction coefficient values lead to the variable torsional oscillations
amplitudes. Another influence are the torque values and vehicles curvature passing.
Keywords: Railway vehicles, running wheelset, drives dynamics, torsional oscillations, slip MATLAB Simulink,
SIMPACK.
Ing. Tomáš Fridrichovský1
Student 3. ročníku doktorského studia, školitel doc. Ing. Josef Kolář, CSc. U12120 Ústav automobilů, spalovacích
motorů a kolejových vozidel, Fakulta strojní ČVUT v Praze, Technická 4, Praha 6 - Dejvice, PSČ 166 07,
telefon: +420-22435-2493, e-mail: [email protected].
1
Úvod
Problematika torzního kmitání
Prudký
rozvoj
elektrotechniky
používané
u kolejových vozidel v rámci posledních desetiletí přinesl
možnost instalovat relativně vysoké výkony do relativně
malých hnacích vozidel. Asynchronní pohony ovládané
polovodičovými měniči nabízejí poměrně snadné způsoby
regulace s ohledem na poměr cena/výkon/hmotnost.
Vysoké výkony a s tím spojené vysoké hnací síly
ovšem odhalují i doposud nepříliš probádaná úskalí
dynamických dějů, které mohou v pohonu za určitých
situací nastat. Zásadním problémem poslední doby je tzv.
torzní kmitání dvojkolí, kdy může docházet
k nadměrnému přetěžování součástí pohonu a selhávání
některých základních prvků pohonu.
Právě v současnosti probíhajícím výzkumem výše
zmíněného jevu, tj. analýzou výskytu a průběhu torzních
kmitů v pohonu dvojkolí, se zabývá tento příspěvek.
V roce 2009 bylo v rámci pravidelné údržby
lokomotivy řady DB 145 (rodina lokomotiv TRAXX)
zjištěno pootočení kola vůči nápravě [1]. Během dalších
prohlídek byla stejná závada odhalena u další zhruba
desítky vozidel stejného typu. S ohledem na množství
jezdících vozidel tohoto typu se jednalo pouze o malé
procento z celkového počtu těchto lokomotiv.
Ačkoliv velikost pootočení náboje kola na sedle
nápravy (viz obr. 1) nedosahovala nijak zásadních hodnot,
už pouhá jeho přítomnost značila poměrně zásadní
problém. Nalisované kolo otáčející se vůči nápravě značí
pokles či ztrátu třecí síly mezi nábojem kola a sedlem
nápravy. Ztrácí-li se „tření“ v jednom směru (tečný směr),
pak se souběžně ztrácí i v dalším směru (axiální směr).
Relativně malý vnější silový impulz vodící síly Y, vzniklý
např. při průjezdu vozidla obloukem, pak může způsobit
34
příčné posunutí kola po nápravě, neúměrné zvětšení vůle
kolejového kanálu a může vést až k vykolejení.
Obr. 1. Detail kola pootočeného vůči nápravě [2]
Obr. 2. Schéma zcela odpruženého pohonu
S ohledem na fakt, že lisování za studena je relativně
dobře zvládnutá technologie, byla v rámci zjišťování
příčin upřena pozornost na jev dosud nepříliš
zohledňovaný a to na protisměrné torzní kmitání dvojkolí.
Jedná se o situaci, kdy kola kmitají vůči sobě s opačnou
fází, přičemž dochází k mírnému zkrucování nápravy.
Důvodem je, že dvojice kol představuje setrvačnou hmotu
a relativně štíhlá náprava torzní pružinu. Rozkmitání může
být způsobeno buď náhlou ztrátou adheze na jednom z kol
(vysoká hnací síla při rozjezdu), anebo při průjezdu ostrým
obloukem (pískání tramvají), kdy příčně posunuté dvojkolí
nestačí plnit funkci „diferenciálu“, tj. schopnost dvojkolí
kompenzovat rozdílné obvodové rychlosti kol.
Torznímu rozkmitávání ovšem nepodléhají pouze
samotná hnací dvojkolí, nýbrž i další komponenty pohonu,
jako jsou spojky, ozubená kola, hřídele převodovky, rotor
apod. Právě na možný vliv těchto dalších komponent je
zaměřen současný výzkum probíhající v rámci
probíhajícího grantu SGS č. SGS14/184/OHK2/3T/12.
Na jeho základě vznikl popis mechanické soustavy.
Ten lze maticově popsat podle následující rovnice
1. Matematický model
Jak již bylo výše zmíněno, samotné dvojkolí je pouze
součástí celého pohonného řetězce vozidla. Chceme-li
získat podrobnější informace o dějích vyskytujících se v
pohonu, je nutno zohlednit nejenom mechanické veličiny
samotného dvojkolí, které ovšem mohou mít na výsledné
chování hlavní vliv, ale také setrvačnosti a tuhosti
(případně útlumy) všech dalších součástí pohonu. Stejně
tak nelze opomenout tomu nadřazenou regulační strukturu
řízení hnacího momentu.
  T .X  K.X  f (t )
M .X
(1)
Kde matice M představuje momenty setrvačností
jednotlivých hmot, matice T vnitřní útlumy materiálů
a matice K torzní tuhosti jednotlivých komponent pohonu.
Vektor pravých stran f(t) pak slouží jako vstup vnějších
silových účinků. Tato rovnice ve své homogenní podobě
byla využita pro základní analýzu – výpočet vlastních čísel
pohonu dvojkolí.
1.2. Odezva systému a jeho regulace
Z hlediska regulace a zjišťování odezvy na vnější
vstupy bylo použito dvojice rovnic stavového popisu
soustavy ve tvaru
x  A.x  B.u
y  C.x  D.u
(2)
(3)
Kde A je matice systému, matice B je matice řízení,
C je matice výstupu, D je matice vazeb vstupu na výstup,
x je vektor stavových veličin a u je vektor řídících veličin.
Jako stavové veličiny jsou zde chápány úhlová natočení
jednotlivých těles. Do skupiny řídících veličin pak patří
hnací moment na kotvě motoru a stanovení hodnoty
adheze na jednotlivých kolech.
1.1. Základní popis soustavy
Z toho důvodu byl v rámci prvního ročníku studia
vytvořen matematický model torzní soustavy pohonu
lokomotivy, viz obr. 2. Ten vychází z koncepce zcela
odpruženého pohonu s dutou hřídelí.
Obr. 3. Schéma modelu pohonu v prostředí Simulink
Tato dynamická soustava byla převedena
do prostřední Matlab Simulink, viz obr. 3. Zde bylo cílem
35
zjistit, jak se soustava zachová v situaci, kdy dojde
ke ztrátě adheze na jednom z kol a kdy s určitou časovou
odezvou zareaguje protiskluzová ochrana. To je ukázáno
na obr. 4.
Jeho obsahem je vozidlo – čtyřnápravová lokomotiva
uspořádání Bo’Bo‘ se zcela odpruženým pohonem.
Vozidlo je taktéž doplněno o nadřazenou regulační
strukturu podobně jako u zjednodušeného matematického
modelu.
2.1. Parametry simulace
Obr. 4. Schéma modelu pohonu v prostředí Simulink
Výstup simulace ukazuje chování samotného
dvojkolí v okamžiku rozkmitání. Lze na něm vidět, že
v okamžiku ztráty adheze dochází k postupnému torznímu
rozkmitávání. To je buzeno především účinkem hnacího
momentu trakčního motoru. Ve chvíli, kdy protiskluzová
ochrana vyhodnotí prokluz, dochází k postupnému
snižování hnacího momentu a utlumení vibrací. To je
ovšem silně závislé na velikosti tření mezi kolem a
kolejnicí. A to může být určitým problémem. S ohledem
na Polachovu teorii [3], dochází při prokluzu kola ke
značenému poklesu součinitele tření (adheze). To se taktéž
snižuje s nárůstem rychlosti vozidla.
V průběhu simulací se rovněž ukázalo, že k notnému
rozkmitání dochází za situace, kdy je hodnota hnacího
momentu alespoň na 50 a více procentech jeho maximální
hodnoty.
2. Výpočetní MBS model
Ačkoliv prostředí Simulinku nabízí slušnou
vypovídací schopnost, je poměrně složité do něj
implementovat situace, jako jsou průjezdy obloukem, vliv
nerovností tratě apod. Z tohoto důvodu byl souběžně
vytvářen i výpočetní MBS model v prostředí SIMPACK.
Obr. 5. Model vozidla v prostředí Simpack & Simulink
V rámci simulací byl absolvován průjezd vozidla
dvěma traťovými úseky. Jednalo se o přímou trať a oblouk
o směrovém poloměru R=250 m. V obou případech bylo
uvažováno se součinitelem tření (adheze kola) v rozmezí
µ = 0,1 ÷ 0,4. Změna adheze byla realizována jako náhlé
snížení adheze na jednom z kol.
V případě pomalého snižování se ukázalo,
že dvojkolí kmitá jen minimálně. Počáteční rychlost
vozidla je uvažována v rozmezí 50-100 km/h, kde dle [3]
a [4] dochází vlivem nárůstu rychlosti ke snižování
součinitele adheze. Tečné síly v kontaktu kolo-kolejnice
byly určovány dle Polachovy teorie. Nastavení parametrů
váhových funkcí odpovídalo hodnotám naměřeným
u lokomotiv typu Taurus.
2.2. Průjezd přímým úsekem tratě
Primárním výstupem simulací byly oscilace dvojkolí
v průběhu vzniku a rozvíjení prokluzu při spolupůsobení
protiskluzové ochrany. Jak lze vidět na obr. 6, v okamžiku,
kdy dojde k prokluzu jednoho z kol, dochází záhy ke ztrátě
adheze i na druhém a dvojkolí se rozkmitá. Tyto oscilace
narůstají do okamžiku, kdy zareaguje protiskluzová
ochrana a patřičným způsobem sníží hodnotu momentu obnovení adheze, zatlumení vibrací.
Z průběhu oscilací lze vyčíst následující. Pokles
adheze na hodnotu μ = 0,1 (černá čára) vede k téměř
současné ztrátě adheze na obou kolech. Díky tomu
dvojkolí během velmi krátké doby výrazně zvýší své
otáčky a to si vynutí zásah protiskluzové ochrany. Tím je
zabráněno většímu nárůstu amplitudy torzních oscilací.
Naopak v případě poklesu adheze na hodnotu μ = 0,2
(modrá čára) dochází k tomu, že prokluz dvojkolí se rozvíjí
podstatně pomaleji, protiskluzová ochrana zareaguje až s
určitým zpožděním a to vede na vyšší amplitudy oscilací.
Obr. 6. Torzní oscilace dvojkolí – přímá trať
36
2.3. Průjezd obloukem
Obdobně se dvojkolí chová i při průjezdu ostrým
obloukem, zde ovšem ke ztrátě adheze nemusí dojít vlivem
vysokého momentu, či snížení součinitele tření, ale
pouhou nemožností dvojkolí kompenzovat rozdílné
obvodové rychlosti kol. Nicméně v okamžiku snížení
adheze byly zaznamenány poměrně velké amplitudy
oscilací. Ty ve svých maximech dosahovaly zhruba
dvojnásobku až trojnásobku amplitud při jízdě po přímé
trati.
Dynamické děje v pohonu by se zároveň měly stát
určitou informací o tom, jaké je skutečné namáhání
lisovaných spojů dvojkolí. Tzn., zdali je za provozu reálné
vytvořit takovou dynamiku, která překoná tření lisovaného
spoje a způsobí nežádoucí pootočení kola vůči nápravě.
Síla MBS simulací spočívá v relativně snadné
proměnlivosti parametrů pohonu (tuhosti, tlumení,
setrvačnost). Dalším cílem je zaměřit se na konkrétní vliv
těchto vlastností a pokusit se najít takové stavy, které by
mohly být za provozu nežádoucí. Jedná se tak o jakousi
optimalizaci konstrukce pohonu, která je i oficiálním
tématem autorovy doktorské práce.
Prohlášení
Tento článek byl vytvořen s finanční podporou grantu
SGS č. SGS14/184/OHK2/3T/12 a Technologické
agentury České Republiky, projekt č. TE01020038
"Centrum Kompetence Drážních vozidel".
Obr. 7. Torzní oscilace dvojkolí – oblouk R = 250 m
The paper was created with the financial support SGS
grant No. SGS14/184/OHK2/3T/12 and of the
Technology Agency of the Czech Republic, project No
TE01020038 "Competence Centre of Railway Vehicles".
Závěry
V rámci doktorského studia byl v souladu se zadáním
doktorské práce v průběhu prvních dvou let studia
vytvořen simulační MBS model doplnění o nadřazenou
Simulink strukturu. Ten bude v budoucnosti sloužit jako
prostor pro simulace a případné hledání optimálního
nastavení parametrů pohonů moderních kolejových
vozidel.
V provedených simulacích bylo ukázáno, kdy
a jakým způsobem dochází ke vzniku oscilací a jejich
rozvinutí. Z vypočítaných výsledků je zřejmé, že torzní
oscilace v pohonu dvojkolí mohou relativně snadno
vznikat. To samé už ovšem nelze vyslovit o jejich zániku,
či zabránění vzniku a rozvoje. V rámci další fáze studia
této problematiky je proto cílem zaměřit se na další
aspekty, které by mohly mít zásadní vliv:
1. Trakční motor vozidla a jeho řízení. Jak bylo
zmíněno v [5] - moment asynchronní-ho stroje není
zcela konstantní veličina. Vlivem pulzní šířkové
modulace dochází k jeho určitému zvlnění. Zde tak
vyvstává otázka, jakým způsobem se může toto
zvlnění projevit do velikosti oscilací – a to buď
dvojkolí, anebo jednotlivých komponent v pohonu.
2. Protiskluzová ochrana. Obnovení adheze je založeno
na filosofii razantního snížení hnacího momentu.
Tím sice dojde k téměř jistému obnovení adheze, ale
zároveň ke ztrátě tažné síly na alespoň jednom z
dvojkolí. Dalším bodem zájmu je tak situace, kdy se
vozidlo pohybuje na mezi adheze a vlivem časté
změny okolních podmínek neustále hledá nové
ustálené stavy. To samo o sobě vnáší do pohonu další
dynamiku.
Literatura
Knihy a monografie:
Polach, O.: Creep forces in simulations of traction vehicles
running on adhesion limit. In: Proceedings of the 6th
International Conference on Contact Mechanics and Wear
of Rail/Wheel Systems (CM2003) in Gothenburg, Sweden,
June 10–13, 2003, pp. 279-285.
Curtius, E, W, Kniffler, A.: Neue erkenntnisse über die Haftung
zwischen Treibrad und Schiene. Elektrische Bahnen 20
(1944).
Bartoš, V.: Torque pulsation of the asynchronous machines
caused by inharmonious fee-ding, Research report UWB in
Pilsen, 2008.
Časopisy:
Kadeřávek, P, Pernička, J.: Torsion oscillations of powered
wheelsets. Railvolution. 2013, č. 02, s. 34-37.
Benker, T., Weber, T.: LOGOMOTIVE GMBH, Nürnberg.
Torisonsschwingungen
von
Radsätzen
eine
Herausforderung? Eisenbahningenieur. April 2015, s 4752.
Sborníky:
Fridrichovský, T.: Analýza výskytu torzních kmitů v pohonech
moderních kolejových vozidel. Zborník prednášok – Diel I:
XXII. Medzinárodná konferencia Súčasné problémy v
koľajových vozidlách. s 135-141. ISBN 978-80-89276-486.
Zákony, normy, předpisy:
DIN
Taschenbuch
491/1,
Anhang
1:
Messungen
und Auswertung von Radsatz-Torsionsschwingungen.
Beuth Verlag, Berlin 2014.
37
PROBLÉMY MODELOVÁNÍ VLIVU SVISLÝCH NEROVNOSTÍ TRATI DO DYNAMIKY
POHONU DVOJKOLÍ
Abstrakt. Článek se zabývá problematikou matematického modelování torzního kmitání a dílčích pohybů hnacích
dvojkolí při jízdě po trati, opatřené svislými nerovnostmi kolejnic. V modelu hnacího dvojkolí jsou uvažovány křivkové
profily jízdní plochy kol. Pohon dvojkolí je buzen jednak nerovnostmi koleje, ale též proměnlivým hnacím momentem
trakčního motoru. Článek poukazuje na rozdíly v teoretické definici poměrných skluzů a skluzových sil modelu
individuálního částečně odpruženého pohonu a modelu zcela odpruženého pohonu. Definuje pohybové rovnice a torzní
dynamiku hnacího dvojkolí obou typů pohonu a výpočet dynamických kolových sil.
Kľúčové slová: modely pohonu dvojkolí, torzní kmity, svislé nerovností, křivkový profil jízdní plochy kol, poměrné
skluzy, proměnlivý hnací moment
THE PROBLEMS OF MODELING THE INFLUENCE OF VERTICAL INEQUALITIES
OF TRACK IN TO DYNAMICS OF DRIVE WHEELSET
Abstract. The article deals with mathematical modeling of torsional vibration and sub-movements of driving wheelset
while driving on the railway with vertical inequalities. In the model of the driving wheelset are contemplated curved
profiles of wheels tread. Drive wheelset is kinematic waking vertical inequalities of railway track, but also changeability
of drive torque of the induction traction motor. The article points out the differences in the theoretical definition of
relative slips and slip forces in model of individual, partially sprung drive of wheelset and in model fully spring loaded
drive of wheelset. It defines equations of move and torsional dynamics of drive wheelset both type of drive and also it
defines dynamics wheel forces.
Keywords: a models of drive wheelset, torsional vibrations, the vertical inequalities of rails, curvilinear profile of tread
wheels, the relative sliding, variable drive torque
Josef Kolář
U 12 120 - Ústav automobilů, spalovacích motorů a kolejových vozidel, Fakulta strojní, ČVUT v Praze, Technická 4,
166 07 Praha 6 - Dejvice , tel.: (+420) 224 352 493,e-mail: [email protected],
Úvod
Individuální pohon s příčnou osou trakčního motoru
je nejpočetnější používanou variantou pohonu dvojkolí u
moderních kolejových vozidel a je nejčastěji řešen v těchto
konstrukčních variantách:
• zcela odpružený pohon s převodovkou - trakční
motor vytváří s převodovkou (dvou-, tří- čtyřkolové)
integrovaný pohonný blok, který je zakotven do rámu
podvozku. Hnací moment je z duté výstupní hřídele
převodovky přenášen na dvojkolí pomocí duté
kloubové hřídele obepínající nápravu. Tato kloubová
hřídel je na obou svých koncích opatřena pružnými
spojkami (víceojničkové spojky nebo sférické zubové
spojky). Z této duté kloubové hřídele je hnací moment
přenášen na disk kola, kde dochází k jeho přerozdělení
na pravé a levé kolo dvojkolí. U takto dynamicky
výhodnějšího, ale konstrukčně složitějšího a dražšího
pohonu, se nachází těžiště integrovaného zcela
odpruženého pohonného bloku, tj. soustrojí trakční
motor + převodovka, mimo podélnou osu podvozku,
ale samotné hnací dvojkolí se při vlnivém pohybu
natáčí kolem vlastního těžiště, které leží v ose rotace
dvojkolí a tím dochází k rovnoměrnějšímu rozdělení
•
•
poměrných skluzů a skluzových sil, jak je doloženo
v tomto příspěvku.
přímý zcela odpružený pohon dvojkolí (CLW) nebo
volně otočných kol, které jsou uloženy na portálové
nápravě (dvojkolí IRW), představuje při použití
synchronního motoru (PMSM) s dutou kotvou motoru,
kterou prochází hnací hřídel opatřený dvojicí pružných
spojek, konstrukčně nejjednodušší řešení pohonu. I u
tohoto
konstrukčního
řešení
opět
dochází
k rovnoměrnějšímu rozdělení poměrných skluzů a
skluzových sil, neboť při vlnivém pohybu dvojkolí
(klasické CLW nebo s volně otočnými koly IRW) se
dvojkolí otáčí kolem těžiště, které leží v ose rotace
dvojkolí. Takto koncipovaný pohon nachází uplatnění
u nízkopodlažních tramvajových vozidel, např. Škoda
15T – For City.
částečně odpružený pohon je konstrukčně
tvořen zcela odpruženým asynchronním (AM) nebo
synchronním (PMSM) trakčním motorem, ukotveným
na rámu podvozku. Hnací moment motoru je přenášen
přes pružnou kloubovou hřídel na pastorek nápravové
převodovky (dvou-, tří- nebo čtyřkolové), která je
výstupním ozubeným kolem uložena na dvojkolí a přes
závěsku (svislou, šikmou či vodorovnou) je pružně
ukotvena na rám podvozku. Soustrojí dvojkolí +
38
nápravová převodovka nemá těžiště ve středové rovině
dvojkolí, neboť převodovka je zpravidla na dvojkolí
umístěna excentricky. Tuto skutečnost je nutné
respektovat při definování poměrných skluzů a
skluzových sil, působících na jednotlivých kolech
dvojkolí.
Pohon dvojkolí je v provozu buzen ze dvou dílčích
zdrojů, prvním zdrojem buzení je zvlněný průběh hnacího
momentu MM = f(t), způsobený použitím polovodičové
pulzní modulace asynchronního či synchronního trakčního
motoru. Druhým zdrojem jsou svislé nerovnosti
pojížděných kolejnic hL = f(t, x), hP = f(t, x). Tato dílčí
buzení (silové MM a kinematické hL, hP) výrazně ovlivňují
výsledné adhezní vlastnosti a dynamiku pohonu dvojkolí,
jsou zdrojem vibrací a hluku, mají výrazný vliv na jízdní
komfort vozidla.
2. Definice poměrných skluzů a skluzových sil
Zatímco u zcela odpruženého pohonu lze uvažovat,
že těžiště hnacího dvojkolí leží v průsečíku osy rotace a
osy geometrické symetrie dvojkolí, u částečně
odpruženého pohonu tomu tak není a při definování
poměrných skluzů, působících na jednotlivých kolech
hnacího dvojkolí, je nutné počítat s tím, že těžiště hnacího
dvojkolí neleží v průsečíku osy rotace nápravy a podélné
osy soustrojí dvojkolí + nápravová převodovka, ale je
posunuto za osu hnacího dvojkolí, viz obr. 1.
Obr. 1. Dílčí rychlosti a poloha těžiště soustrojí hnací dvojkolí
+ nápravová převodovka
V důsledku excentricity těžiště soustrojí dvojkolí +
nápravová převodovka, dále jen soustrojí, je vzdálenost
styčných kružnic pravého a levého kola od těžiště soustrojí
rozdílná. Tyto rozdílné vzdálenosti se projeví v definici
poměrných skluzů jednotlivých kol dvojkolí. Nachází-li se
hnací dvojkolí v obecné poloze v koleji, lze skluzové
poměry, působící na jednotlivých kolech dvojkolí, zobrazit
obr. 1. Z něho je patrné, že pohybuje-li se při jízdě
v oblouku základní vztažný souřadný systém, vztažený do
průsečíku podélné osy koleje a roviny temene koleje,
konstantní unášivou posuvnou rychlostí v [m/s], potom
unášivá úhlová rychlost 0 kolem středu směrového
oblouku je dána vztahem 0 =v/R0 [rad/s], kde R0 [m] je
poloměr projížděného směrového oblouku. Obvodová
rychlost pohybu těžiště hnacího dvojkolí je dána vztahem
v= 0.(R0+eHDvy) [m/s], kde eHDvy [m] je excentricita
těžiště hnacího dvojkolí. Unášivé posuvné rychlosti
odpovídá počáteční úhlová rychlost odvalování dvojkolí
HDv = vHDv/rK(0) [rad/s], kde rK(0) [m] je poloměr kola při
nulové příčné výchylce a při nulovém natočení dvojkolí
kolem svislé osy, tj. pro yHDv = 0 mm a HDvz = 0 rad.
Vedle unášivého rotačního pohybu, který definuje úhlová
rychlostí 0, dochází při odvalování hnacího dvojkolí
k příčnému vlnivému pohybu yHDv, který je
charakterizován příčnou výchylkou yHDv [m] a úhlem
vrtění HDvz [rad], tj. úhlem natočení hnacího dvojkolí
kolem svislé osy z, která prochází těžištěm soustrojí.
Velikost elementárních posuvů dotykových bodů na
pravém dSP a levém kole dSL hnacího dvojkolí, vzniklých
„vrtěním“ hnacího dvojkolí, lze definovat vztahem
2
d SP , SL  q P , L .d HDvz  s P2 , L  e HDvx
.d HDvz
d SP , SL  ( s  e HDvy )
2
2
 e HDvx
.d HDvz
(1)
kde qP,L je vzdálenost dotykového bodu pravého a levého
kola od těžiště soustrojí hnacího dvojkolí. Výsledné
příčné posuvy dotykových bodů dvojkolí s obecným
křivkovým profilem jízdní plochy kol jsou dány nejen
součtem příčného posunu hnacího dvojkolí yHDv a
průmětem elementárních posuvů dS.sin(HDvz), ale souvisí
i s úhlovým natočením kolem podélné osy HDvx [rad] a
případným relativním posunem těžiště hnacího dvojkolí ve
svislém směru zHDv [m].
Vlivem použití křivkových profilů dochází při vlnivém
pohybu dvojkolí k rozdílné změně valících poloměrů rP =
rK + P.yPK a rL = rK + L.yLK na pravém a levém kole
dvojkolí, neboť P L. Dále dochází ke změně
vzdálenosti dotykových bodů kol s kolejnicemi od
středové osy koleje sL = s – eHDvy – yHDv a sP = s + eHDvy +
yHDv. Tyto změny způsobí rozdílné rozložení poměrných
skluzů a tedy rozdílnou velikost podélných skluzových sil
TPx, TLx a tím nerovnoměrné rozdělení hnacího momentu
na jednotlivých kolech dvojkolí. To způsobí i
nerovnoměrnost v úhlové rychlosti valení dvojkolí Dv
[rad/s] a při respektování torzní tuhosti nápravy kDv vznik
torzních kmitů. Pružně vedená dvojkolí v důsledku
kolísání úhlové rychlosti odvalování dvojkolí vykazují i
relativní podélné posuvné kmity dvojkolí xHDv [m].
Úhlovou rychlost odvalování dvojkolí si vyjádříme
vztahem  = (L + P)/2 = 0 + HDv = v/rK(0) + HDv.
Za předpokladu, že úhel vrcení hnacího dvojkolí HDvz je
v rozsahu  30, lze nahradit funkce sin HDvz = HDvz a cos
HDvz = 1.
Pro hnací dvojkolí s křivkovým profilem jízdní plochy
kola, poháněné nápravovou převodovkou, viz obr.1, lze
při zanedbání veličin 2. řádu velikost poměrných
podélných skluzů (xL [-], xP [-]), příčných skluzů (xL [], xP [-]) a velikost spinu (sL [rad/m], sP [rad/m]),
působících na levém a pravém kole dvojkolí, definovat
vztahy:
39
 xL, xP 
 yL, yP 
w Lx , Px
v
w Ly , Py

v L, P  v 0 L,0 P . cos  HDv z
v
 v 0 L,0 P . sin  HDv z

  L, P .
v
v
 nL , nP  nL , nP
 sL, sP  

v
v
Po dosazení příslušných rychlostí obdržíme:
 xL, xP 
TPx , Lx  c11 P , L . ( a P , L .bP , L ) . G . X P , L  C1 P , L . X P , L
y LK , PK
TPy, Ly  c 22 P , L . ( a P , L .bP , L ) . G . yP , L
(2)
 c 32 P , L . ( a P , L .bP , L ) 3 . G . SP , L
v
TPy, Ly  C 2 P , L . yP , L  C 3 P , L . SP , L
M sP , L   c 32 P , L . ( a P , L .bP , L ) 3 . G . yP , L
  L, P 1 
. LK , PK  
 . y
 rK ( 0 ) R0  HDv
v


rK ( 0 )
 c 33 P , L . ( a P , L .bP , L ) 2 . G . SP , L
M sP , L   C 3 P , L . yP , L  C 4 P , L . SP , L
2
( s  e HDvy  y HDv ) 2  e HDvx
x
s
 HDv 
. HDvz 
v
v
R0
 L, P
y LK , PK

s 
 yL, yP    1  . HDv z 
.
 L, P   kL, kP
v
 R0 
 1
 LK , PK 
cos  L, P cos  L, P
. sin L, P 
 sL, sP   


 DvZ
 rK ( 0 )

v 
R0
v

(5)
(3)
kde L, P jsou okamžité poloměry oskulačních kružnic
jízdního profilu levého a pravého kola a kL, kP jsou
v dotykových bodech okamžité poloměry oskulačních
kružnic hlav levé a pravé kolejnice.
Pro dvojkolí, poháněné dutou kloubovou hřídelí
obepínající nápravu, lze, při zanedbání veličin 2. řádu,
velikost podélných (xL [-], xP [-]), příčných poměrných
skluzů (xL [-], xP [-]) a spinu(sL [rad/m], sP [rad/m]),
působících na levém a pravém kole dvojkolí, definovat
vztahy:
  L, P 1 
x

 . y  Dv
 rK ( 0 ) R0  Dv
0
v


 L, P

s 
   1  . Dv z 
.
 L, P   kL, kP
 R0 
 xL, xP 
 yL, yP
 LK , PK
 1
 LK , PK
 sL, sP   

 rK ( 0 )
v

s
s
 . Dvz 
v
R0
y Dv
v
Obr. 2 Trakční charakteristika vozidla a skluzová
charakteristika dvojkolí
V nelineární části skluzové charakteristiky, tj.
v oblasti nižších rychlostí při přenosu maximální tažné síly
při rozjezdu vozidla, lze použít vztahy:
(4)
TLx , Px

cos  L, P cos  L, P
. sin L, P 

 DvZ

R0
v

Z porovnání linearizovaných vztahů (3) a (4) zjišťujeme,
že rozdíly jsou pouze v definici podélných skluzů xL a xP
. Vztahy (3) lze označit jako obecnější definici, neboť pro
eHDvx = 0 a eHDvy = 0 korespondují se vztahy (4). Podélné
skluzové síly TPx, TLx, příčné skluzové síly TPy a TLy a
„vrtné“ spinové momenty MSP a MSL, působící na pravém
a levém kole hnacího dvojkolí, lze, za předpokladu vzniku
eliptických kontaktních ploch SL = .aL .bL, SP = .aP .bP ,
jejíž kontaktní poloosy jsou aL, bL a aP, bP , definovat
s využitím Kalkerovy teorie (platí pro lineární část
skluzové charakteristiky, tj. pro oblast jízdy vyššími
rychlostmi) vztahy:
a1 L, P .  x L , P



1 b1 L, P .  y L , P
  sign ( X L, P ). f j . N L, P . 1  e









(6)
TLy , Py
c1 L, P .  y L , P



1

d1 L , P .  X L , P
  sign ( yL, P ). f . N L, P . 1  e









kde součinitelé exponenciálních funkcí jsou definovány
vztahy
a1 P , L 
c1 P , L 
c11P , L . (a P , L .bP , L ) . G
f . N L, P
c 22P , L . ( aP , L .bP , L ) . G
f . N L, P
, b1 P , L  0,815.a1 P , L
, d1 P , L  0,815.c1 P , L
kde f je součinitel statického (Coulombova) tření a NL, NP
jsou normálové síly, působící v kontaktu kol s kolejnicemi
a jejich velikost je závislá na okamžité poloze dvojkolí
v koleji.
40
3. Modely individuálního pohonu dvojkolí
V následující části článku si provedeme vzájemné
porovnání modelu plně odpruženého individuálního
pohonu dvojkolí a modelu částečně odpruženého
individuálního
pohonu
dvojkolí,
realizovaného
jednostupňovou nápravovou převodovkou s pružnou
šikmou závěskou. Pro zjednodušení řešení u obou modelů
zanedbáme vliv torzní tuhosti ozubení. Problematiku
modelování vlivu v úvodní části uvedených způsobů
buzení zhodnotíme na modelu předního dvojkolí, které je
pružně vedené v dvounápravovém podvozku.
3.1. Model plně odpruženého pohonu dvojkolí
Budeme-li uvažovat, že hnací moment M2 a otáčky n2 mají
na výstupu z převodovky konstantní průběh, potom
moment MDKH a otáčky duté kloubové hřídele nDKH,
obepínající nápravu, vykazují harmonické zvlnění, které
vzniká v důsledku přenosu M2 a n2 přes první (vstupní)
víceojničkovou spojku, umožňující vzájemné pootočení
osy trakčního motoru a osy duté hřídele o prostorový úhel
I. Toto zvlnění je ale u dynamicky vyvážené duté hřídele
následně vykompenzováno použitím druhé (výstupní)
víceojničkové spojky, která umožňuje vzájemné pootočení
osy duté hřídele a osy nápravy o prostorový úhel II. Lze
tedy konstatovat, že použitím dvojice pružných
víceojničkových spojek na vstupu a výstupu z duté hřídele,
je dosaženo její zapojení do Z tvaru, tj. při jejím
dynamickém vyvážení pro úhly naklopení ojničkových
kloubů platí II = - I a převod pohonu s dutou kloubovou
hřídelí je kinematicky přesný, viz obr. 3.
M 2  T .r2  J 2 .2  ( M M  J M 1 .1 )r2 / r1  J 2 .2 .
Po vyjádření kinematického převodu čelní převodovky ic
= r2/r1 a kinematické podmínky 1 = iC .2 = iC .iDKH.PK,
lze moment M2 definovat vztahem
M 2  M M .iC  ( J M 1 .iC2  J 2 ).2 .
Z momentové rovnováhy duté kloubové hřídele lze
vyjádřit velikost hnacího momentu dvojkolí
M Dv  M 2  J DH . DKH
M Dv  M M .iC  ( J M 1 .iC2  J 2 ).PK  J DH . DKH .
Vyjádříme-li průběh zvlněného hnacího momentu motoru
ve tvaru MM = M0 + MM. sin(B1.t) a budeme-li uvažovat,
že při odvalování hnacího dvojkolí po reálné koleji, která
je opatřena svislými hL = HL0.sin(B2.t +L ), hP =
HP0.sin(B2.t ) a příčnými hLy a hPy nerovnostmi,
nedochází ke ztrátě kontaktu jízdních ploch kol s hlavami
kolejnic, tj. odlehčení kol hnacího dvojkolí splňuje
podmínku Q < Q0, potom svislý pohyb dvojkolí zDv a
jeho natočení kolem svislé osy Dvx je u pohonu dutou
kloubovou hřídelí kinematicky závislé na příčném pohybu
těžiště soustrojí hnacího dvojkolí yDv. Podélné kmitavé
pohyby xDv, vrcení Dvz a torzní dynamiku plně
odpruženého pohonu, viz obr. 3 a 4, lze při zanedbání vlivu
ohybové tuhosti ozubení a torzní tuhosti kloubové duté
hřídele pro jízdu v oblouku definovat soustavou
pohybových rovnic:
m Dv . x Dv  TxL  TxP  (Q L  Q P ).oVal  B1Px  B1Lx   m Dv .a x
m Dv . yDv  T yL . cos  L  T yP . cos  P  Q L .tg L  Q P .tg P
 B1Py  B1Ly  O Dv  0
J Dvz .HDvz  M Gx  M SP . cos  P  M SL . cos  L  B1Lx .w1L
 B1Px .w1 P  (TxP  Q P .oVal ).s P  (TxL  Q L .oVal ).s L  0
( J PK  J 2  J M 1 .iC2 ).PK  J DH . DKH  M SP . sin  P
 kDv .( LK   PK )  (TxP  Q P .oVal ).rKP  M M .iC
J LK .LK  M SL . sin  L  kDv .( LK   PK )
 DKH 
i DKH 
 2 . cos  I
1  sin2 ( 2 .t ). sin2  I
2
 2   II 2
1 I
. cos 2 DH
 PK
2
i DKH  1 
 I 2  (  I 2 )
2
. cos 2 DH .t  1
 (TxL  Q L .oVal ).rKL  0
(7)
kde mDv vyjadřuje hmotnost poháněného dvojkolí, JDvz ,
JM1, J2, JDH, JPK, JLK vyjadřují momenty setrvačnosti
dvojkolí, kotvy motoru s pastorkem, velkého ozubeného
kola čelního soukolí převodovky, duté hřídele, pravé a levé
části dvojkolí.
Obr. 3 Schéma zcela odpruženého pohonu dvojkolí
Z momentové rovnováhy pastorku lze vyjádřit sílu
ozubení T  ( M M  J M 1 .1 ) / r1 . Z momentové rovnováhy
velkého ozubeného kola lze vyjádřit moment M2 = f(MM)
vztahem
41
QL 
J Dvx
.Dvx
2s  tg L .( rL  rP )

m Dvz .s P
   P 

. L

2
 2s  tg L .( rL  rP ) 
  

. y HDv
m Dvy .rP


 2s  tg .( r  r )

L
L
P


J Dvy

   Dvz 
 .( LK   PK )
 
. 0

2
 2s  tg L .( rL  rP )

O Dv1 .rP
G Dv .s P


2s  tg L .( rL1  rP 1 ) 2s  tg L .( rL  rP )

Obr. 4 Silové účinky působící na hnací dvojkolí u zcela
odpruženého pohonu dvojkolí


Konstanta kDv vyjadřuje torzní tuhost nápravy. QL ,
QP jsou dynamické kolové síly působící na levém a
pravém kole hnacího dvojkolí a oVal je měrný odpor valení
hnacího dvojkolí a sp, sL jsou vzdálenosti dotykových bodů
od těžiště dvojkolí.
B1Lx, B1Px , B1Ly, B1Py, B1L, B1P jsou podélné, příčné a
svislé síly, působící na levé a pravé straně primárního
vypružení dvojkolí. Jejich velikost lze definovat součinem
tuhosti vypružení (kx, ky, kz) a relativní deformace
vypružení v příslušném směru (x, y, z). ODV je odstředivá
síla hnaného dvojkolí. TxL ,TxP, TyL ,TyP jsou podélné a
příčné skluzové síly, které působí v dotykových plochách
kol a kolejnic. MSL a MSP jsou vrtné „spinové“ momenty,
které působí na levém a pravém kole hnacího dvojkolí.
MGx, MGR a MGZ jsou gyroskopické momenty soustrojí
hnacího dvojkolí. MM = f(t) vyjadřuje hnací moment
trakčního motoru a jeho velikost je úměrná rychlosti
vozidla v a požadovanému posuvnému zrychlení vozidla
ax při dané rychlosti jízdy vozidla.
Za předpokladu, že těžiště poháněného dvojkolí leží
v ose symetrie dvojkolí, je jeho svislý pohyb, způsobený
vlnivým pohybem dvojkolí yDv a jízdou po kolejnicích,
opatřených svislými nerovnostmi hL a hP, definován
vztahem
z Dv 
( L   P )
h  hP
. y Dv  L
2
2
(8)
Kde L = f(yDv) a P = f(yDv) jsou okamžité
kuželovitosti levého a pravého kola v dotykových bodech
kol s kolejnicemi.
Okamžitou hodnotu kolové síly QL, působící na
levém kole dvojkolí, lze vyjádřit z momentové rovnice
poháněného dvojkolí k dotykovému bodu pravého kola.
Definujeme-li vodící sílu na levém kole hnacího dvojkolí
vztahem YL = TyL . cos L + QL . tg L, viz obr. 4, obdržíme
(9)
B1 L .( w1  s p )
B1 P .( w1  s P )

2s  tg L .( rL  rP ) 2s  tg L .( rL  rP )
( B1 Ly  B1 Py ).rP
2s  tg L .( rL  rP )
 T yL .
cos  L .( rL  rP )
2s  tg L .( rL  rP )
m Dvz . B2 1
sP
.
.hL  hP 
2
2s  tg L .( rL  rP )
Okamžitá velikost kolové síly QP na pravém kole je
dána vztahem:
J Dvx
QP  
.Dvx
2s  tg L .( rL  rP )


  L  P
sP
 m Dvz . 1 
.

2
s

tg

.(

r


r
)
2

L
L
P 


m Dvy .rP

 2s  tg .( r  r )
L
L
P

 

  
. y Dv



J Dvy

   Dvz 
.( LK   PK )
 
. 0

2
 2s  tg L .( rL  rP )



O Dv .rP
sP


 G Dv . 1 
2s  tg L .( rL  rP )
2s  tg L .( rL  rP ) 



( w1  s P )

 B1 P .  1 
2
s

tg

.(

r


r
)
L
L
P 

( w1  s p )



 B1 L .  1 

2
s

tg

.(

r


r
)
L
L
P 

( B1 Ly  B1 Py ).rP
 cos  L .( rL  rP ) 


 T yL .
2s  tg L .( rL  rP )
 2s  tg L .( rL  rP ) 

m Dvz . B2 2
2


sP
.hL  hP 
. 1 
2
s

tg

.(

r


r
)
L
L
P 

(10)
Dosazením kolových sil QL a QP, definovaných
vztahy (9) a (10), do soustavy rovnic (7) získáme
informaci, jak svislé nerovnosti kolejnic ovlivňují
dynamiku pohybu a torzní soustavu poháněného dvojkolí.
Druhým dílčím zdrojem informace o vlivu nerovností
kolejnic hL a hP na dynamiku pohybu poháněného dvojkolí
je okamžitá velikost skluzových sil TxL, TxP a TyL, TyP,
které lze přenést v kontaktních plochách. Tyto dílčí
skluzové síly jsou též ovlivněny okamžitou hodnotou
42
normálových sil NL a NP, působících v dotykových
plochách. Z uvedených pohybových rovnic (7) vyplývá,
že vliv svislých nerovností hL a hP se u tohoto pohonu
projevuje přes okamžité hodnoty kolových sil QL a QP,
které ovlivňují kontaktní poměry v dotykových bodech kol
a kolejnic, vratnou gravitační sílu hnacího dvojkolí FQ =
QL. tgL - QP. tgP a odpor valení (QL+ QP).oval. Z rovnic
(7) vyplývá, že proměnlivý zvlněný hnací moment
trakčního motoru MM vyvolá i proměnlivý průběh hnacího
momentu dvojkolí MDv, ale jeho následné rozdělení na
jednotlivá kola dvojkolí je závislé na okamžitých
hodnotách kolových QL a QP sil, které ovlivňují rozdělení
podélných skluzových sil TxL, TxP na jednotlivých kolech.
2.1 Model částečně odpruženého pohonu dvojkolí
Nedochází-li při odvalování hnacího dvojkolí
(soustrojí dvojkolí + nápravová převodovka) po reálné
koleji, která je opatřena svislými nerovnostmi hL, hP a
příčnými hL1y, hP1y nerovnostmi, ke ztrátě kontaktu
jízdních ploch kol s kolejnicemi, potom svislý pohyb
těžiště soustrojí (dvojkolí + nápravová převodovka) zHDv a
jeho natočení HDvx je kinematicky závislé na příčném
pohybu těžiště soustrojí hnacího dvojkolí yHDv.
úhel pootočení pastorku čelního soukolí 1 součtem dvou
dílčích úhlů 1M (od buzení motoru) a 1h (od buzení
svislými nerovnostmi), potom pro výsledný úhel
pootočení pastorku platí kinematická podmínka




 r
 1  ( 1 M   1h )  ( 2 M   2h ) 2
r1





(11)
 1  (1  iC ). ( M   h )  ( 2 M   2h ).iC




   2 M .iC
   2h .iC
  1m  1 M
 1h  1h
(1  iC )
(1  iC )
Dynamickou sílu S1, působící v šikmé závěsce, lze
2
.( 1m   1h ) . Z rovnice
vyjádřit vztahem S1  k Z .n xz
momentové rovnováhy skříně převodovky, tj. z rovnice
kývání skříně převodovky, lze vyjádřit výslednou tečnou
sílu v čelním ozubení
T  T12 
2
S1 .nxz  ( J Př  mPř . x Př
).(1m  1h )
  T21
( r1  r2 )
Po dosazení obdržíme:
2
*
k Z .nxz
.( 1m  1h )  J Př
.(1m 1h )
T
( r1  r2 )
(12)
Obr. 5 Silové účinky působící na soustrojí hnací dvojkolí +
nápravová převodovka, tj. u částečně odpruženého pohonu
dvojkolí
U částečně odpruženého pohonu dvojkolí, řešeného s
nápravovou převodovkou se šikmou pružnou závěskou,
dochází, při působení proměnlivého momentu trakčního
motoru MM = M0 + MM.sin(B1.t), ke kývání převodovky
o úhel 1m . Odvalování hnacího dvojkolí po koleji,
vykazující svislé nerovnosti kolejnic hL=HL0.sin(B2.t
+L) a hP = HP0.sin(B2.t), vybudí další kývání
převodovky o úhel 1h. Výsledný úhel kývání převodovky
je dán vektorovým součtem 1 = 1m + 1h. Tato dílčí
kývání nápravové převodovky způsobují planetový pohyb
pastorku, tj. přídavné odvalování pastorku po velkém
ozubeném kole a vznik dynamické tečné síly v čelním
soukolí nápravové převodovky. Vyjádříme-li výsledný
Obr. 6 Silové účinky působící na závěsky u dvounápravového
trakčního podvozku
Podélné posuvy soustrojí (dvojkolí + nápravová
převodovka se šikmou závěskou) xHDv a jeho vrcení HDvz
a torzní dynamiku, viz obr. 5, lze pro jízdu v oblouku
definovat soustavou pohybových rovnic
43
m HDvx . xHDv  TxL  TxP  (Q L  Q P ).oVal  B1*Px  B1*Lx
 ( S1 x  SGx )   m HDvx .a x
m HDvy . yHDv  T yL . cos  L  T yP . cos  P  FQ  B1 Py
 B1 Ly  ( S1 y  S1Gy )  O HDv  0
J HDvz .HDvz  M Gx  M SP . cos  P  M SL . cos  L
 B1*Lx .w1 L  B1*Px .w1 P  ( B1 Ly  B1 Py ).e HDvx
 (TxP  Q P .oVal ).s P  (TxL  Q L .oVal ).s L
 ( S1 y  SGy ).( n  e HDvy )  ( S1 x  SGx ).(e Př  e HDvx )  0
J R .R  k S 1 .( R   1m   1h )  M M ( t )

1
J 1 .(1m  1h )  J Př*.(1m  1h ). 1  
iC 


1
 k S 1 .( R   1m   1h )  k Z .n 2 .( 1m   1h ). 1    0
iC 

*
J 2 .(2m  2h )  J Př .(1m  1h ).1  iC 
 kL .( 2m   2h   LK )  kP .( 2m   2h   PK )
 k Z .n 2 .( 1m   1h ).1  iC   0
J PK .PK  M SP . sin 1 P  kP .( 2m   2h   PK )
 (T1 xP  Q P .oVal ).rKP  0
J LK .LK  M SL . sin 1 L  kL .( 2m   2h   LK )
 (T1 xL  Q L .oVal ).rKL  0
(13)
kde mHDvx, mHDvy vyjadřují hmotnost soustrojí hnacího
dvojkolí, JR, J1, J2, JPK, JLK vyjadřují momenty
setrvačnosti kotvy motoru, pastorku a velkého ozubeného
kola čelního soukolí nápravové převodovky, pravé a levé
*
části dvojkolí. J Př
 J Př  m př . x 2př vyjadřuje moment
setrvačnosti skříně převodovky (bez velkého ozubeného
kola) k ose nápravy. Konstanta kz vyjadřuje tuhost
pružného závěsu nápravové převodovky. Konstanta ks
vyjadřuje tuhost hřídelové spojky mezi trakčním motorem
a pastorkem převodovky. Poměr r2/r1 = ic je kinematický
převod čelní nápravové převodovky.
QL , QP jsou dynamické kolové síly na levém a
pravém kole hnacího dvojkolí a oVal je měrný odpor valení
hnacího dvojkolí. B*1Lx, B*1Px , B1Ly , B1Py, B*1L, B*1P
jsou výsledné podélné, příčné a svislé síly, působící na
primární vypružení. Součet (S1+SGP) = S*1 vyjadřuje
výslednou sílu, působící v šikmé závěsce nápravové
převodovky, viz obr. 6. OHDV je odstředivá síla soustrojí
hnacího dvojkolí. TxL, TxP ,TyL, TyP jsou podélné a příčné
skluzové síly, působící v tečných rovinách kol
s kolejnicemi. MSL a MSP jsou vrtné „spinové“ momenty,
které působí na levém a pravém kole hnacího dvojkolí.
MGx, MGR a MGZ jsou gyroskopické momenty soustrojí
hnacího dvojkolí. MM(t) vyjadřuje velikost hnacího
momentu trakčního motoru a jeho velikost je úměrná
rychlosti jízdy vozidla v a požadovanému zrychlení ax při
dané rychlosti v.
Pohyb těžiště soustrojí hnacího dvojkolí ve svislém
směru je definován vztahem
 (   P ) e HDvy

z HDv   L

( L   P ) . y HDv
2
2s


h  hP e HDvy
 L

( hL  hP )
2
2s
(14)
Velikost úhlu kývání převodovky 1h, způsobený
vlnivým pohybem dvojkolí yHDV a jízdou podvozku po
svislých nerovnostech kolejnic hL a hP, lze vyjádřit, viz
z
 z NSc 1
obr. 6, vztahem  1h  PSc 1
, který lze upravit do
n
tvaru:
 1h 
z Pp
n

( e Př 1 x  e Ppx )
. Ppy 
( e Př 1 y  e Ppy )
n
  L   P e Př 1 y .( L   P ) 
. y HDv
 


2s . n
 2.n

e

h 
h  e
Př 1 y 
  P . 1  Př 1 y 
 L . 1 
2.n 
s  2 . n 
s 
n
. Ppx
(15)
Po vyjádření druhé derivace
zPp ( e Př 1 x  e Ppx )
( e Př 1 y  e Ppy )
1h 

.Ppy 
.Ppx
n
n
n
    P e Př 1 y .( L   P ) 
(16)
. yHDv
  L


2s . n
 2.n

h  e Př 1 y  hP  e Př 1 y 


 L . 1 
. 1 
2.n 
s  2 . n 
s 
Kolovou sílu QL, působící na levém kole hnacího
dvojkolí, lze vyjádřit z momentové rovnice hnacího
dvojkolí k dotykovému bodu pravého kola s kolejnicí.
Vyjádříme-li vodící sílu na levém kole v souladu s obr.5
vztahem YL = TyL . cos L + QL . tg L , obdržíme
44
QL 
O HDv .( rP  e HDvz )


sP
 
 G HDv . 1 
 2s  tg L .( rL  rP )  2s  tg L .( rL  rP )


( w1 P  s P )

 B1*P .  1 
2
s

tg

.(

r


r
)
L
L
P 

J HDvx
.HDvx
2s  tg L .( rL  rP )

e HDvy
 

m HDvz .s P

. L P 
( L1   P 1 )  
 2s  tg L .( rL  rP )  2
2s
 . y

 HDv
 m HDvy .( rP  e HDvz )



2
s

tg

.(

r


r
)
L
L
P




( w1 L  s P )

 B1*L .  1 
2
s

tg

.(

r


r
)
L
L
P 

( B1 Ly  B1 Py ).rP


sP


 S1*z . 1 
2s  tg L .( rL  rP )
 2s  tg L .( rL  rP ) 
J HDvy
    HDvz 
. LK
. 0
2s  tg L .( rL  rP ) 
2

J HDvy
  0   HDvz 
. PK

.
2s  tg L .( rL  rP ) 
2

O HDv 1 .( rP  e HDvz )
G HDv .s P


2s  tg L .( rL  rP ) 2s  tg L .( rL1  rP 1 )


B1*P .( w1 P  s P )
B1*L .( w1 L  s P )


( B1 Ly  B1 Py ).rP





S1*z .s P
S1*y .( rP  n Z 1 )
2s  tg L .( rL  rP )
m HDvz . B2 2
2
m HDvz . B2 2
2
 T1 yL .
cos  L .( rL  rP )
2s  tg L .( rL  rP )
.
 e HDvy
sP
. 1 
2s  tg L .( rL  rP ) 
s

.hL


.
 e HDvy
sP
. 1 
2s  tg L .( rL  rP ) 
s

.hP


(17)
Velikost kolové síly QP na pravém kole je dána vztahem
QP  
J HDvx
.HDvx
2s  tg L .( rL  rP )




sP
 mHDvz . 1 

 2s  tg .( r  r ) 


L
L
P 


. yHDv
 mHDvy .( rP  eHDvz ) 
  L  P eHDvy
 . 2  2s (L  P )   2s  tg .( r  r ) 
L
L
P 


J HDvy
   


. 0 HDvz . LK
2s  tg L .( rL  rP ) 
2

   


. 0 HDvz . PK
2s  tg L .( rL  rP ) 
2

J HDvy
S1*y .( rP  n Z )
 cos  L .( rL  rP ) 

 T1 yL .
 2s  tg L .( rL  rP ) 

  e HDvy 
sP
.hL
. 1 
. 1 

s 
 2s  tg L .( rL  rP )  

  e HDvy 
sP
.hP
. 1 
. 1 

s 
 2s  tg L .( rL  rP )  
(18)
2s  tg L .( rL  rP )

m HDvz . B2 2
2

m HDvz . B2 2
2
Dosazení výše uvedených vztahů pro  1h , 1h a QL ,
QP do soustavy rovnic (13) získáváme dílčí informaci o
závislosti torzní soustavy na buzení od svislých nerovností
kolejnic hL a hP. Svislé nerovnosti koleje ovlivňují
okamžitou hodnotu kolových sil QL a QP a tím i FQ = QL.
tgL - QP. tgP. Vratná síla dvojkolí FQ je ovlivněna nejen
svislými nerovnostmi hL a hP, ale i příčnými nerovnostmi
pojížděných kolejnic hLy a hPy, neboť příčné nerovnosti
ovlivňují okamžitou hodnotu rozchodu koleje a tedy
velikost příčné vůle dvojkolí v koleji, polohu dotykových
bodů, tj. míru 2s a tím i úhly L, P.
Pro stanovení kontaktních ploch je nutné definovat
velikost normálových sil. Je-li dvojkolí bez pohybu, tj. ve
statické poloze, je velikost „statické“ normálové síly N
úměrná kolové síle Q, tj. na jednotlivých kolech dvojkolí
ji lze vyjádřit vztahy
NL 
Q L .tg L
QL

sin L
cos  L
(19)
NP 
Q P .tg P
QP

sin P
cos  P
Poněkud jiná situace nastává při odvalování dvojkolí,
neboť na jízdní ploše kola působí v tečné rovině skluzová
síla T a v normálové rovině v kontaktu kola s kolejnicí
působí výsledná síla V. Velikost „ dynamické“ normálové
síly N, působící v kontaktní ploše kola s kolejnicí, lze
z obr. 4 a 5 vyjádřit vztahem:
N L  QL .
NP
cos  L
cos( L   L )
cos  P
 QP .
cos( P   P )
(20)
45
Třecí úhly P a L jsou úměrné velikosti příčných
skluzových sil TyL a TyP, působících na pravém a levém
kole dvojkolí, při určité hodnotě příčné výchylky dvojkolí
yHDv. Vztahy (20) pro velikost normálových sil lze upravit
NL 
QL
QL
1
1
.

.
cos  L 1  tg L .tg L cos  L 1  tg L . f yL
(21)
QP
QP
1
1
NP 
.

.
cos  P 1  tg P .tg P cos  P 1  tg P . f yP
Při znalosti příčných skluzových sil můžeme velikost
normálových sil vyjádřit vztahy:
NL 
Q L  T yL . sin L
cos  L


QL
 T yL .tg L
cos  L

QL
NL 
 C 2 L . yL  C 3 L . SL .tg L
cos  L
NP 
NP 
Q P  T yP . sin P
cos  P


QP
 T yP .tg P
cos  P

QP
 C 2 P . yP  C 3 P . SP .tg P
cos  P
(22)
(23)
Závěry
1. Dílčí pohyby a torzní dynamiku individuálního pohonu
dvojkolí definují nelineární diferenciální rovnice 2.
řádu, viz soustava rovnic (7) pro plně odpružený pohon
dvojkolí dutou kloubovou hřídelí, obepínající nápravu
nebo soustava rovnic (13) pro částečně odpružený
pohon. Tyto rovnice lze řešit pouze numerickými
metodami, kdy z počátečních podmínek úlohy nejprve
vypočítáme kolové síly QL, QP a normálové síly NL,
NP. Z jejich znalosti a z počáteční polohy dvojkolí v
koleji yHDv lze stanovit parametry kontaktní geometrie
(rL, rP, L, P, L, P, kL, kP) = f(yHDv, HDv) a
vypočítat poměrné skluzy, velikost skluzových sil TxL,
TxP ,TyL, TyP a spinových momentů MSL, MSP. Po
dosazení těchto hodnot do soustavy rovnic (7) nebo
(13) můžeme vypočítat hodnoty příslušných zrychlení
dílčích pohybů soustrojí.
2. Z uvedeného rozboru vyplývá, že částečně odpružený
pohon dvojkolí s nápravovou převodovkou je oproti
plně odpruženému pohonu dvojkolí výrazně citlivější
na průběh svislých nerovností kolejnic hL, hP, neboť
vedle změn kolových sil QL ,QP a jejich vlivu na
rozdělení tečných skluzových sil dochází i ke kývání
skříně převodovky, k satelitnímu pohybu pastorku po
velkém ozubeném kole čelního soukolí a ke vzniku
dynamické tečné síly v čelním ozubení převodovky. K
této dynamické tečné síle je pro podrobnější vyšetření
torzní dynamiky nutné superponovat dynamickou
tečnou sílu, vznikající v čelním ozubení, vlivem
zvlnění hnacího momentu trakčního motoru MM=f(t).
3. Z uvedeného rozboru dále vyplývá, že nedojde-li
v důsledku dynamických silových účinků vozidla ke
ztrátě kontaktu jízdní plochy kol s kolejnicemi, tj.
QQ0, potom svislé nerovnosti představují čisté
kinematické buzení soustavy, které definuje svislý
pohyb těžiště dvojkolí zHDv a jeho natočení HDvx.
Pohyb soustavy definují rovnice (7) nebo (13).
4. Jinou situaci z hlediska kinematického buzení hnacích
dvojkolí představuje vliv příčných nerovností koleje
hLy a hPy, zde je nutné rozlišovat dvě pohybové situace:
a) nedojde-li vlivem působení příčných sil
k vyčerpání vůle dvojkolí v koleji *, tj. dolehnutí
okolku na bok kolejnice, jde sice o kinematické
buzení, ale toto buzení můžeme označit jako
„volné“ kinematické buzení, neboť příčné
nerovnosti kolejnic ovlivňují pouze okamžitou
hodnotu rozchodu koleje a tedy polohu
dotykových bodů, tj. míru 2s a tím i úhly L, P, ale
dvojkolí může vykonávat „volný“ vlnivý pohyb
dvojkolí s amplitudou yHDv  *.
b) dojde-li vlivem působení příčných sil k vyčerpání
vůle dvojkolí v koleji *, tj. k dolehnutí okolku na
bok kolejnice se současným vznikem řídicí síly P,
jde o kinematické buzení v pravém smyslu slova,
neboť hnacímu dvojkolí je na časově omezenou
dobu vnuceno kopírovat trajektorii příčné
nerovnosti kolejnice s případným šplháním kola
po okolku. To ovlivňuje okamžitou hodnotu
rozchodu koleje a tedy polohu dotykových bodů,
tj. míru 2s a tím i úhly normál v dotykových
bodech L, P. Dvojkolí však v tomto případě
nevykonává „volný“ vlnivý pohyb dvojkolí s
amplitudou yHDv *, trajektorie pohybu je
komplikovanější.
Kinematickým
polem
natáčivého pohybu dvojkolí kolem podélné osy
xHDv v tomto případě již není podélná osa
procházející těžištěm soustrojí hnací dvojkolí +
nápravová převodovka, ale podélná osa
procházející dotykovým bodem okolku a boku
kolejnice. Tuto skutečnost je nutné respektovat
v pohybových rovnicích hnacího dvojkolí.
Poděkování
Tento příspěvek reprezentuje dílčí výsledky teoretického
výzkumu, který byl vytvořen za finanční podpory
Technologické agentury ČR, projekt č. TE01020038
"Kompetenční centrum drážních vozidel".
46
Literatura
Knihy a monografie:
Kolář, J., Teoretické základy konstrukce kolejových vozidel,
1.vyd. Praha: ČVUT v Praze, FS, 2009. 276 s. ISBN 978-80-0104262-5.
Sborníky:
Kolář, J., Dynamika individuálního pohonu dvojkolí s
nápravovou převodovkou, In: Zborník prednášok II. - XX.
Medzinárodná konferencia - Súčasné problémy v kolajových
vozidlách. Žilina: Vedecko-technická spoločnosť pri Žilinskej
univerzite, 2011, diel 2, s. 139-148. ISBN 978-80-89276-31-8.
Výzkumné zprávy:
Kolář, J., Rus, L: Modely individuálního pohonu dvojkolí,
výzkumná zpráva ČVUT FS – U 12 120 Z15-02, 2015.
47
RAIL/WHEEL CONTACT STRESS SPEEDING UP COMPUTATION BY MEANS OF
MODIFIED STRIP METHOD
Abstract. The article deals with the way of calculation of tangential stresses over non-elliptical contact patch, where
is possible to utilize with advantage the Kalker’s simplified method FASTSIM. This method named FASTSTRIP is
adapted for non-elliptical contact area calculated by means of the Strip method. The difference against the FASTSIM
method is that the computation is executed along the strip separately, never mind whether the size of a strip is smaller
or longer than the virtual ellipse border. This method is almost quick as FASTSIM and the results are similar to the
CONTACT results. This method may be useful for rail vehicles in track dynamics computation.
Keywords: Rail/wheel contact, strip method, contact patch, mathematical model
Tomáš Lack1
Department of transport and handling machines, Faculty of Mechanical Engineering, University of Žilina,
Univerzitná 1, 010 26 Žilina, Slovak Republic. Tel. +421 (41) 513 2664, e-mail: [email protected]
1
Juraj Gerlici2
Department of transport and handling machines, Faculty of Mechanical Engineering, University of Žilina,
Univerzitná 1, 010 26 Žilina, Slovak Republic. Tel. +421 (41) 513 2550, e-mail: juraj.gerlici@fstroj. uniza.sk
2
Introduction
1. Prerequisites
The rail /wheel contact relations for purposes of rail
vehicles dynamics are often calculated by means of Hertz
method (Johnson 1987) and Kalker simplified method
applied in the program code FASTSIM (Kalker 1982).
Kalker’s variation method (Kalker 1990) used to be
considered as an etalon for contact patch and contact stress
between railway wheel and rail calculation. Normal
stresses and contact patches areas are assessed with the
program code NORM (Kalker 1990), tangential stresses
and tangential forces with the program code TANG
(Kalker 1990). The computation with the Kalker’s
variation method takes for longer time than the
computation with the simplified method. This is the
reason, that the variation method is not common widely
used for rail vehicles dynamics computation and the
simplified method is preferred for this purpose. The results
gained with the simplified method are partially different
(but acceptable) from the results gained with the variation
method results. The most significant difference consists in
the contact area shape and size calculated in program
FASTSIM that presupposes always to be elliptical. The
Strip method procedures (Knothe 1983) give more
opportunities to solve the contact with respect to nonelliptical contact patch. Our aim is to create the calculation
procedure of „FASTSIM“ sort - we can name it
„FASTSTRIP“ for calculation of stresses over nonelliptical contact area. We derived the procedures for fast
non-elliptical contact patch calculation (Lack 2012) as a
presupposition of tangential forces computation. The
results values of our brand new, in this article presented
procedure are closer to the Kalker’s variation method
(Kalker 1990) calculation results while the compute speed
is similar to the compute speed of FASTSIM (Kalker
1982).
At the beginning, we calculate the moduli of shear
elasticity for wheel and rail materials (Kalker 1990):
G1 
E1
E2
, G2 
,
2  1  1 
2  1  2 
G12 
2
(1)
1
1

G1 G2
where:
G1, G2 - moduli of shear elasticity,
E1, E2 - moduli of elasticity,
ν1, ν2 - Poisson’s ratios.
The contact area assembled from strips and normal
stress above the strips are calculated with Strip method.
The output parameters from the Strip method that
come into the modified procedure are:
N - number of strips,
yi - centre of i-th strip coordinate.
yd - half-length of the strips,
xdi - half-length of the i-th strip,
poi - normal stress in the middle of i-th strip,
ANS - area of all strips.
We used the modified „FASTSTRIP“ method for the
tangential stresses computation. Fig. 1 shows the program
dialog with graphical output of results.
We use this method for the stresses in the non-elliptic
contact patch area computation. Before the computation it
is needed to compute or find out the virtual ellipse
parameters.
48
3. Mathematical model
The mathematical model is schematically depicted in
the flow chart in Fig. 2.
START
Computation of
geometric relations
Fig. 1. Plot of AreaNORM and AreaFASTSTRIP against
wheelset treads profiles lateral movement
Slips sx, xy and spin ψ are calculated from the
geometrical relations.
For constants C11, C22, C23 determination, the
imaginary elliptical contact patch with the b semi-axis:
b
y N  y1
 yd ,
2
Calculation at the i-th strip
(A) loop
xe  aei 
ANS
,
 b
x
2
(3)
Calculation over the
length of i-th strip
(B) loop
and with the ellipse centre coordinate y0:
y0 
i=1
(2)
the a semi-axis:
a
Contact area and normal
stresses by means of Strip
method computation
y1  y N
,
2
(4)
xe  xc   x
will be used.
For the semi axes proportion is valid:
D
b
.
a
(5)
We will set C11, C22, C23 constants for given D
parameter and μ friction coefficient.
For C1, C2, C3 constants are valid the relations:
9
9
 C11, C2 
 C22 ,
32
32
3 D
C3 
 C23
xe   aei 
x
2
i=i+1
C1 
.
(6)
i>N

We determine the number of splitting up the strips in
the longitudinal direction:
nx  Int (8  a) .
END
Fig. 2. Flow chart of the procedure
(7)
The tangential forces Tx, Ty and a spin moment Mz are
set to be zero at the beginning.
49
For tangential stresses over the area element with
coordinates (xe, yei) is valid:
3.1. Calculation at the i-th strip (A)
For the i-th strip position coordinate in the imaginary
ellipse area is valid:
yei
py  py  syi   aei  xe 
y
 i ,
b
2  yd
.
b
(9)
p
(10)
px 
where:
μ is the friction coefficient.
We will calculate the following constants:
(11)
.
(18)
px
,
p
py 
py
p
.
(19)
Tex  px  Ae , Tey  py  Ae ,


Mez  px  yei  py  xe  Ae
Fx  C  C3  b  , Fy  C  C3  a 
.
(20)
These forces and spin moment are added to Tx, Ty
forces and Mz spin moment:
For the half-length of the strip is valid:
(12)
Tx  Tx  Tex , Ty  Ty  Tey ,
Mz  Mz  Mez
For a calculating step is valid:
a
 x  ei ,
nx
aei2  xe2
We will calculate the Tex, Tey tangential forces and Mez
spin moment for an area element.
G12
, Ux  C  C1  sx , Uy  C  C2  sy ,
T0
xdi
.
a
px2  py2
If p > 1 then:
T0    p0i ,
aei 
(17)
Then the stress amplitude and maximum feasible
amplitude ratio will be calculated
For tangential maximum stress is valid:
C
.
(8)
and for its width is valid:
yed 
px  px  sxi   aei  xe  ,
(13)
.
(21)
After calculation over the all strips the Tx, Ty forces

and the Mz spin moment will be divided by the Tz 
2
constant.
and for area element is valid:
Ae  y ed   x .
(14)
For the strip slip in the x -axis direction is valid:
sxi  Ux  Fx  yei .
(15)
Tx 
Ty
Tx
M
, Ty 
, Mz  z .
Tz
Tz
Tz
For true values of Tx, Ty and Mz spin moment
obtaining, the values calculated from (22) are necessary to
multiply by the constant T:
3.2. Calculation over the length of i-th strip (B)
T  N .
The px, py tangential stresses are set to be zero at the
calculation beginning of the over the length of a strip.
The xe coordinate is being changed in interval
Tx  Tx  N  , Ty  Ty  N  ,
aei 
x

, aei  x with a step of δx.
2
2
For current slip in the y direction is valid:
syi  Uy  Fy 
aei  xe 
2
.
(22)
Mz  Mz  N  
(23)
.
(24)
where:
μ is a friction coefficient,
N is a normal force.
(16)
50
4. Results and validation
We analyzed the contact patch area, contact stress
between the wheel equipped by S1002 tread profile and
UIC60 rail head profile inclined by 1:40. The lateral shift
is in interval of (cca -5mm to 5mm).
In Table 1. are summarized input parameters: yw
[mm] is lateral shift of wheels profiles over the rail heads
profiles, Fn [N] is a normal force tan(Gama) is value of
Tangent Gamma function that is the contact area angle
tangent in the contact point. Gama [rad] is the same angle
expressed in radians. Sx and Sy are the slips (creepages in
x and y directions) and Phi is expressed in [rad/mm].
4.1. Input parameters
The wheel force is Q = 100.000N. We used our fast
strip method (Lack 2012) for the computation of contact
patches and contact stresses and we compared our results
with the results obtained by Kalker’s Contact-NORM
method (Kalker 1990).
Table 1. Contact input parameters
yw
-5
-4
-3
-2.5
-2
-1.5
-1
-0.5
0
0.5
1
1.5
2
…
4.7
5
Fn
[N]
100004
100004
100006
100007
100008
100010
100014
100019
100029
100222
100249
100282
100317
….
100703
100799
Tan
(Gama)
-0.00894
-0.00965
-0.01096
-0.01192
-0.01314
-0.01477
-0.01683
-0.01974
-0.02407
-0.06658
-0.07061
-0.07514
-0.07974
…
-0.11881
-0.12672
Gama
[rad]
-0.00894
-0.00965
-0.01095
-0.01192
-0.01314
-0.01477
-0.01683
-0.01974
-0.02406
-0.06648
-0.07049
-0.075007
-0.079573
……
-0.118263
-0.126052
Sx
[-]
0.00164
0.00129
0.00105
0.00095
0.00085
0.00077
0.00068
0.00059
0
-0.00059
-0.00068
-0.00077
-0.00085
……
-0.00151
-0.00164
y
[-]
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
...
0
0
Phi
[rad/mm]
0.000019
0.000021
0.000024
0.000026
0.000029
0.000032
0.000037
0.000043
0.000052
0.000145
0.000153
0.000163
0.000173
…..
0.000256
0.000273
Fig. 5. Plot of PmaxNORM and PmaxFASTSTRIP against
wheelset treads profiles lateral movement
Fig. 6. Plot of Tx [N] against wheelset treads profiles lateral
movement
The difference against the FASTSIM method is that
the computation is executed along the strip separately,
never mind whether the size of a strip is smaller or longer
than the virtual ellipse border.
4.2. Results of tangential stresses calculation
Fig. 3. Plot of Shift NORM, Shift SIMSTRIP and Shift HERTZ
against wheelset treads profiles lateral movement
Tangential stresses, Tx, Ty forces and Mz moment for
separate strips are computed by means of the
„FASTSTRIP “ method.
Tx, Ty and Mz computed by „CONTACT-TANG“,
F“FASTSIM“ and „FASTSTRIP“ methods for
comparison.
Fig. 4. Plot of Area NORM, Area SIMSTRIP and Area HERTZ
against wheelset treads profiles lateral movement
51
Fig. 11. Plot of Ty [N]- Percentage comparison of evaluated
quantity.
Fig. 7. Plot of Ty [N] against wheelset treads profiles lateral
movement
Conclusions
1.
Fig. 8. Plot of Mz [N.m] against wheelset treads profiles lateral
movement
2.
Fig. 9. Plot of Mz [N.m] - Percentage comparison of evaluated
quantity
The obtained results are effective from the point of
view of computer time consumption. Our aim is to
create the calculation procedure of „FASTSIM“ sort.
We named this procedure for calculation of stresses
over non-elliptical contact area „FASTSTRIP“. The
results values are closer to the Kalker’s variation
method results and the compute speed is similar to the
compute speed of FASTSIM. This method is adapted
for non-elliptical contact area calculated by means of
the Strip method (Lack 2012). This method utilizes
the FASTSIM theory (Kalker 1982) as a calculation
engine for tangential stress assessment. The
calculation procedure is outlined in Fig. 2. Here is
drawn the flowchart with two program loops. These
loops are in detail described in the part “Mathematical
model”. Results and validation follows. In Table 1 are
some input parameters, Fig. 3., 4. and 5. show the
comparison of results gained by means of NORM
(Kalker 1990) and our calculation procedure (Lack
2012, Lack 2013, Lack 2013) shift, area and pmax.
They express the reality, that the ground input
parameters for tangential forces calculations are
mutually very close.
Fig. 6., 7. and 8. give results of tangential stresses
calculation for input parameters. The curves of
dependencies (Tx, Ty Mz) calculated with TANG
(Kalker 1983) and FASTSTRIP are shown in graphs.
For better resolution are these curves shown in Fig.
9., 10. and 11. as a comparative proportional curves.
The meaning or importance of the procedure
FASTSTRIP for us or somebody who writes his /her
own code is in the fact, that this procedure can be
implemented into the code for rail vehicles dynamics
computation with the advantage of fast computations.
Fig. 10. Plot of Tx [N]- Percentage comparison of evaluated
quantity
52
Acknowledgment (non-obligatory part of the
contribution)
The work was supported by the Scientific Grant
Agency of the Ministry of Education of the Slovak
Republic and the Slovak Academy of Sciences in project
No. 1/0347/12: “Railway wheel tread profile wear
research under the rail vehicle in operation conditions
simulation on the test bench”, project No. 1/0383/12:
“The rail vehicle running properties research with the
help of a computer simulation.” and the project No.
APVV-0842-11: “Equivalent railway operation load
simulator on the roller rig”.
Research and Educational Centre of Rail Vehicles
(VVCKV)
References
Books, Monographs:
Johnson, K., L. 1987 Contact mechanics. Cambridge university
press Cambridge, p.510, 1987.
Kalker, J., J. 1982A fast algorithm for simplified theory of rolling
contact. Vehicle systems dynamics 11 (1982), pp.1-13,
1982.
Kalker, J., J. 1990 Three-dimensional elestic bodies in rolling
contact. Kluwer academic publishers, Dordrecht,
Netherlands, 1990.
Knothe, K., Hung, L.-T. 1983 Ermittlung der Normalspannungsverteilung beim Kontakt von Rad und Schiene. Forsch.
Ing.-Wes. 49 (1983), pp. 79-83. 1983.
Lack, T., Gerlici, J. 2013 Tangential stresses for non-elliptical
contact patch computation by means of modified FASTIM
method. In: IAVSD 2013: 23rd international symposium
on dynamics of vehicles on roads and tracks : 19-23 August
2013, Qingdao, China. Chengdu: Southwest Jiaotong
University, 2013. Presented in Qingdao, China 2013.
Journals:
Lack, T., Gerlici, J. 2013 Wheel/rail contact stress evaluation by
means of the modified Strip method. In: Communications:
scientific letters of the University of Žilina. ISSN 13354205. - Vol. 15, No. 3 (2013), pp. 126-132, 2013.
Proceedings:
Lack, T., Gerlici, J. 2012 Modified Strip Method utilisation for
wheel /rail contact stress evaluation. Proceedings: 9th
international conference on contact mechanics and wear of
rail/ wheel systems (CM2012). Southwest Jiaotong
University, 2012. Presented in Chengdu, China 2012.
53
ANALÝZA VLASTNOSTÍ ŽELEZNIČNÉHO PODVOZKA POMOCOU SIMULAČNÝCH
VÝPOČTOV
Abstrakt. Príspevok pojednáva o výsledkoch simulačných analýz modelu železničného nákladného podvozka pre
zistenie dynamických vlastností principiálne štyroch variantov konštrukcie podvozka, ktorý rámcovo odpovedá typu
Y25. Modely boli vytvorené v prostredí programového systému SIMPACK s rozšírením o modul RAIL. Z priebehov
skúmaných veličín zobrazených v grafoch vyplýva, že novo navrhnutý variant podvozka typu Y25 s uvoľnenými
dvojkolesiami v pozdĺžnom smere, dvomi Lenoire tlmičmi,; pozdĺžnou väzbou medzi na stranách podvozka doplnenou
priečnou torznou väzbou medzi bočnými stranami vykazuje lepšie výsledky dynamických vlastností vozidla v pohybe
na trati, nižšie hodnoty priečnych vodiacich síl, bezpečnosti proti vykoľajeniu ako pri používaných podvozkoch s
krížovou väzbou. V ťahadlách pozdĺžnej väzby sú menšie sily ako v ťahadlách krížovej väzby.
Kľúčové slová: Nákladný podvozok, SIMPACK, tlmič Lenoire
RAILWAY BOGIE PROPERTIES ANALYSIS BY MEANS OF SIMULATON
COMPUTATIONS
Abstract. The article deals with the results of the simulation analysis of railway wagon bogie model. We analyzed four
goods wagon bogie variants for its dynamics properties research. The bogie models correspond in general to Y25 bogie
concept. Models were created in SIMPACK program system enhanced by RAIL module. From the research results
depicted in the graphs we found out, that the new designed bogie variant gives better results of dynamical properties of
vehicle, lower values of transversal leading forces and higher value of safety against derailment in comparison to the
others analyzed versions. The new designed model consist of standard Y25 bogie frame with released wheelsets in
longitudinal direction and two Lenoire friction dampers on each wheel. This bogie is equipped by longitudinal linkages
on both sides. This linkage is completed with the radial torsion binding, torsion rod, between side bogie parts. The
forces in the longitudinal binding linkages are lower than in the cross linkage binding.
Keywords: Freight bogie, SIMPACK, damper Lenoire
Tomáš Lack1
Katedra dopravnej a manipulačnej techniky, Strojnícka fakulta, Žilinská univerzita v Žiline, Univerzitná 1, 010 26 Žilina,
Slovenská republika. Tel. +421 (41) 513 2664, e-mail: tomas.lack@fstroj. uniza.sk
1
Juraj Gerlici2
Katedra dopravnej a manipulačnej techniky, Strojnícka fakulta, Žilinská univerzita v Žiline, Univerzitná 1, 010 26 Žilina,
Slovenská republika. Tel. +421 (41) 513 2550, e-mail: [email protected]
2
Úvod
Železničná doprava tovarov nákladnými vagónmi je
celosvetovo rozšírený fenomén, ktorý vyplýva z
nevyhnutnosti efektívneho, energeticky úsporného a
ekologického transportu veľkého množstva nákladov
predovšetkým na veľké vzdialenosti. Vplyv prevozu
nákladov na prostredie sa realizuje prostredníctvom
interakcie železničného vagóna a trate až po kontakt
jednotlivých kolies podvozka na koľajnice železničnej
trate.
V kontakte železničných kolies a koľajníc pôsobia
sily ktoré majú svojim účinkom v dotykovej ploche vplyv
na veľkosť normálového a tangenciálneho napätia,
opotrebenie povrchov kolesa a koľajnice, alebo priamo na
veľkosť bezpečnosti proti vykoľajeniu.
Na veľkosť síl pôsobiacich v kontakte kolesa a
koľajnice pri prechode oblúkom koľaje má významný
vplyv postavenie dvojkolesia v koľaji. V prípade
radiálneho postavenia dvojkolesia (os dvojkolesia je
kolmá na os koľaje) pri minimálnom, v ideálnom prípade
nulovom uhle nábehu sa prejavia vodiace sily tiež
minimálnym účinkom. Táto skutočnosť má pozitívny
vplyv na hodnotu koeficientu bezpečnosti proti
vykoľajeniu aj na vznik a účinok tangenciálnych napätí v
priečnom smere (y) v kontakte kolesa a koľajnice.
Na veľkosť a rozloženie síl v kontakte kolesa a
koľajnice má významný vplyv konštrukcia podvozkov
nákladného železničného vagóna, predovšetkým spôsob
vedenia
jednotlivých
dvojkolesí.
Jedným
z
najrozšírenejších podvozkov pre nákladnú železničnú
dopravu v Európe patrí podvozok typu Y25. V praxi
existuje viac variant tejto základnej koncepcie. Pre
porovnanie výsledkov simulačnej analýzy modelu
železničného nákladného podvozka sme vykonali
porovnanie niekoľkých konštrukčných variant práve typu
podvozka Y25.
54
1. Model základného typu podvozka Y25
Podvozok Y25 (Obr. 1) sa okrem iných detailov
vyznačuje vedením dvojkolesia, v ktorom je súčasťou
ložiskovej skrine primárne vypruženie s progresívnym
trecím tlmičom, umiestneným vždy z jednej strany
vypruženia ložiskovej skrine každého dvojkolesia.
Podvozky vybavené touto štandardnou konfiguráciou
vykazujú pri prechode oblúkom koľaje určitú úroveň
veľkosti vodiacich síl a z toho vyplývajúcich technických
dôsledkov.
Obr. 3. Model podvozka Y25 s prepojením dvojkolesí
krížovou väzbou pohľad zospodu
4. Model podvozka typu Y25 s dvomi tlmičmi Lenoire,
pozdĺžnou a priečnou torznou väzbou
Pre úpravu nákladného železničného podvozka Y25
sme si principiálne vybrali modifikáciu, ktorá je vlastná
koľajovým železničným vozidlám inej kategórie, určeným
na iný účel. Takým vozidlom, ktoré disponuje podvozkom
vybaveným pozdĺžnou väzbou medzi dvojkolesiami, pre
ilustráciu reálneho použitia, je napríklad VT612.
Obr. 1. Model podvozka Y25 v štandardnej konfigurácii
s jedným trecím tlmičom Lenoire
Pre zníženie týchto hodnôt boli výrobcami
podvozkov niektoré konštrukčné parametre vedenia
dvojkolesia podvozka Y25, resp. podvozky upravené.
2. Model podvozka typu Y25 s dvomi tlmičmi Lenoire
Jednou z možných úprav je tzv. „uvoľnenie“
dvojkolesí v pozdĺžnom smere podvozka dvomi trecími
tlmičmi Lenoire (Obr. 2) a prepojenie predného pravého
kolesa s ľavým zadným a zároveň ľavého predného kolesa
s pravým zadným pomocou krížovej väzby.
V prevádzkovej praxi sa už niektoré technické riešenia
používajú a vykazujú lepšie silové parametre ako základná
koncepcia.
Obr. 4. Podvozok Y25 s prepojením dvojkolesí torznou väzbou
pohľad zospodu
Princíp aplikácie pozdĺžnej väzby rozšírený o priečnu
torznú väzbu sme implementovali do návrhu výpočtového
modelu nového nákladného podvozka, aby sme mohli
skúmať vplyv niektorých konštrukčných zmien, ktoré sme
aplikovali na nákladný podvozok typu Y25 (Obr.4).
5. Definícia trate pre simulačné výpočty
Obr. 2. Model podvozka Y25 v štandardnej konfigurácii
s dvomi trecími tlmičmi Lenoire
3. Model podvozka typu Y25 s dvomi tlmičmi Lenoire
a krížovou väzbou
Pre vykonanie simulačných výpočtov sme použili
štandardnú definíciu modelovej železničnej trate s
rozchodom 1435 mm, s profilom hláv koľajníc UIC60.
Železničné kolesá sú vybavené jazdným profilom S1002
(Obr. 5.)
Rozhodujúcim parametrom pre porovnávacie
výpočty bola iba horizontálna geometria trate, ktorá
pozostávala z priamej a štyroch na seba nadväzujúcich
oblúkov.
V ďalšom prevedení je podvozok typu Y25 s dvomi
tlmičmi Lenoire doplnený krížovou väzbou (Obr. 3.).
55
6.1. Vodiace sily
Obr. 5. Zobrazenie geometrie trate pre simulačné
výpočty – graf zo systému SIMPACK
6. Porovnanie výsledkov a výpočtov
V nasledujúcej časti sú zobrazené výsledky
simulačných výpočtov na všetkých štyroch analyzovaných
výpočtových modeloch. Pri vyhodnotení sme sa zamerali
na hodnotenie a vykreslenie priebehu vodiacich síl
Vodiace sily (Obr. 6 až Obr. 9.) sú na prvom
podvozku na prvom dvojkolesí a nabiehajúcom kolese v
prípade pôvodnej konštrukcie s jedným Lenoirovým
tlmičom najvyššie. V oblúkoch trate je priebeh hodnôt v
porovnaní s ostatnými variantmi najvyšší. V grafe
predstavuje krivka čiernej farby. V reálnej praxi sú známe
riešenia s krížovou väzbou, ktorá diagonálne spája
diagonálne protiľahlé ložiskové skrine podvozka.
Výsledky výpočtov reprezentuje v grafe krivka červenej
farby.
Pri simulačnej analýze sme vytvorili model variantu
bez krížovej väzby s uvoľnenými dvojkolesiami dvomi
trecími tlmičmi Lenoirmi, ktorý má najnižšie vodiace sily.
V grafe je zobrazený krivkou modrej farby. Takéto
riešenie je však potrebné doplniť stabilizačným
prepojením predného a zadného dvojkolesia. Preto sme
navrhli prepojenie ložiskových skríň väzbou zobrazenou
na Obr. 4. Vodiace sily pri použití tejto väzby sú
zobrazené krivkou fialovej farby. Táto krivka blízko
kopíruje krivku priebehu síl bez krížovej väzby. Je vidieť,
že toto prepojenie je oveľa výhodnejšie ako v súčasnosti
používaná krížová väzba.
B1_W1_L_Y [N]
Obr. 6. Vodiace sily na prvom podvozku, prvé dvojkolesie, pravé koleso
0
-20000
-40000
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
50
55
60
50
55
60
Obr. 7. Vodiace sily na prvom podvozku, prvé dvojkolesie, ľavé koleso
B1_W2_R_Y [N]
40000
20000
0
-20000
-40000
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
B1_W2 Left Y [N]
Obr. 8. Vodiace sily na prvom podvozku, druhé dvojkolesie, pravé koleso
40000
20000
0
-20000
-40000
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
Obr. 9. Vodiace sily na prvom podvozku, druhé dvojkolesie, ľavé koleso
56
6.2. Číslo opotrebenia
Parameter číslo opotrebenia Obr.10. až Obr.13.
(Wear number) má fyzikálny rozmer sily [N]. Číslo
opotrebenia kontaktnej plochy
Tx  vx  Ty  v y  M z  z .
sa
počíta
ako
B1_W1_TWear [N]
400
300
200
100
0
-100
Zeit[s]
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
Obr. 10. Priebeh čísla opotrebenia prvého dvojkolesia prvého podvozka
B1_W2_TWear [N]
120
100
80
60
40
20
0
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
Obr. 11. Priebeh čísla opotrebenia druhého dvojkolesia prvého podvozka
B2_W1_TWear [N]
400
300
200
100
0
-100
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
50
55
60
Obr. 12. Priebeh čísla opotrebenia prvého dvojkolesia druhého podvozka
B2_W2_TWear [N]
120
100
80
60
40
20
0
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
Obr. 13. Priebeh čísla opotrebenia druhého dvojkolesia druhého podvozka
krížovej väzby spájajúce protiľahlé ložiskové skrine
naprieč podvozkom prenášajú aj priečne sily.
6.3. Sily v ťahadlách krížovej väzby
V nasledujúcich grafoch na Obr. 14. až Obr. 17.
vidieť priebehy síl v ťahadlách krížovej väzby. Ťahadlá
RP_LZ 1 Fx Fy [N]
8000
6000
4000
2000
0
-2000
-4000
-6000
-8000
Zeit[s]
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
50
55
60
LP_RZ 2 Fx Fy [N]
Obr. 14. Prvý podvozok, spojenie pravej prednej ložiskovej skrine a ľavej zadnej
8000
6000
4000
2000
0
-2000
-4000
-6000
-8000
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
Obr. 15. Prvý podvozok, spojenie ľavej prednej ložiskovej skrine a pravej zadnej
57
RP_LZ 2 Fx Fy [N]
8000
6000
4000
2000
0
-2000
-4000
-6000
-8000
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
50
55
60
LP_RZ 2 Fx Fy [N]
Obr. 16. Prvý podvozok, spojenie pravej prednej ložiskovej skrine a ľavej zadnej
8000
6000
4000
2000
0
-2000
-4000
-6000
-8000
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
Obr. 17. Prvý podvozok, spojenie ľavej prednej ložiskovej skrine a pravej zadnej
6.4. Sily Fx v ťahadlách pozdĺžnej väzby
V nasledujúcich grafoch na Obr.18. až Obr. 21.
vidieť priebehy síl v ťahadlách prenosu pozdĺžnych síl na
bočných stranách podvozkov v prípade variantu novo
navrhnutej krížovej väzby. V tomto prípade sa ťahadlami
(tiahlami) neprenášajú priečne sily. Relatívne pozdĺžne
posunutie ložiskových skríň sa prenáša na druhú stranu
podvozka prostredníctvom priečnej torznej väzby.
Zobrazené priebehy síl v ťahadlách navrhnutej
pozdĺžnej väzby medzi ložiskovými skriňami sú viac ako
desaťnásobne menšie v porovnaní so zistenými silami v
ťahadlách priečnej väzby v klasickom variante podvozka s
krížovou väzbou.
L1 Fx [N]
Obr. 18. Zobrazenie priebehu pozdĺžnych síl Fx v ťahadlách na pravej strane prvého podvozka
800
600
400
200
0
-200
-400
-600
-800
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
55
60
55
60
R2 Fx [N]
Obr. 19. Zobrazenie priebehu pozdĺžnych síl Fx v ťahadlách na ľavej strane prvého podvozka
800
600
400
200
0
-200
-400
-600
-800
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
L2 Fx [N]
Obr. 20. Zobrazenie priebehu pozdĺžnych síl Fx v ťahadlách na pravej strane druhého podvozka
800
600
400
200
0
-200
-400
-600
-800
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
Obr. 21. Zobrazenie priebehu pozdĺžnych síl Fx v ťahadlách na ľavej strane druhého podvozka
58
B1 KV Rot [rad]
6.5. Zobrazenie priebehu natočenia torznej tyče
krížovej väzby
Natočenie torznej tyče krížovej väzby podvozkov
(Obr. 22. a Obr. 23.) reprezentuje pružnú rotačnú väzbu
strán podvozka.
0.02
0
-0.02
Zeit[s]
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
50
55
60
B2 KV Rot [rad]
Obr. 22 Zobrazenie priebehu natočenia torznej tyče krížovej väzby prvého podvozka
0.02
0
-0.02
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
Obr. 23 Zobrazenie priebehu natočenia torznej tyče krížovej väzby druhého podvozka
trecími tlmičmi Lenoire. Dvojkolesia každého
podvozka sú spojené priamou krížovou väzbou.
7. Závery
1.
Príspevok pojednáva o výsledkoch simulačných
analýz modelu železničného nákladného podvozka
pre zistenie dynamických vlastností principiálne
štyroch variantov konštrukcie podvozka, ktorý
rámcovo odpovedá typu Y25. Modely boli vytvorené
v prostredí programového systému SIMPACK
s rozšírením o modul RAIL.
2.
Všetky modely podvozkov disponujú rovnakými
základnými parametrami blízkymi typu Y25 (rám,
dvojkolesia, pripojenie ku skrini). Rozdiely sú
výhradne v zmenených komponentoch.
3.
Vozidlá v simulačnom programe prechádzajú traťou
s rovnakou geometriou. Je to vzorová kombinácia
priamej trate a štyroch za sebou idúcich oblúkov. Aby
sme dosiahli výraznejšie rozdiely vo výsledkoch,
skúšobná trať je výhradne v horizontálnej rovine, t.j.
vonkajšie koľajnicové pásy v oblúkoch nemajú
inštalované žiadne prevýšenie. Vozidlo prechádza
navrhnutou modelovou traťou s konštantnou
rýchlosťou.
4.
Prvým variantom je základná koncepcia podvozka
Y25 s jedným trecím tlmičom Lenoire v primárnom
vypružení dvojkolesia, pričom protiľahlá strana
vypruženia je vybavená len pružinami a trecia plocha
je pevne uchytená ku ložiskovej skrini.
5.
Druhým variantom je vedenie s uvoľnením obidvoch
strán ložiskovej skrine dvojkolesia, každá strana
dvojkolesia je vybavená pružnou väzbou s dvomi
trecími tlmičmi Lenoire.
6.
Tretím variantom je vedenie s uvoľnením obidvoch
strán ložiskovej skrine dvojkolesia, každá strana
dvojkolesia je vybavená pružnou väzbou s dvomi
7.
Štvrtým analyzovaným variantom je vedenie
s uvoľnením obidvoch strán ložiskovej skrine
dvojkolesia, každá strana dvojkolesia je vybavená
pružnou väzbou s dvomi trecími tlmičmi Lenoire.
Dvojkolesia každého podvozka (predné - zadné) sú
spojené pozdĺžnou väzbou a zároveň torznou
krížovou väzbou (ľavé – pravé dvojkolesie)
8.
Výsledkom simulačných analýz sú grafy závislostí
skúmaných veličín, vodiacich síl, priebehov
pozdĺžnych síl Fx v ťahadlách na stranách podvozkov
(v prípade štvrtého skúmaného variantu) a číslach
opotrebenia vyplývajúcich zo silového pôsobenia
v kontaktnom bode. Tieto grafy sú doplnené
informáciami o priebehu uhla nábehu podvozkov
a dvojkolesí.
9.
Z priebehov skúmaných veličín zobrazených
v grafoch vyplýva, že novo navrhnutý variant
podvozka typu Y25 s uvoľnenými dvojkolesiami,
dvomi Lenoire tlmičmi, pozdĺžnou väzbou medzi na
stranách podvozka doplnenou priečnou torznou
väzbou medzi bočnými stranami vykazuje lepšie
výsledky dynamických vlastností vozidla v pohybe na
trati, nižšie hodnoty priečnych vodiacich síl,
bezpečnosti proti vykoľajeniu ako pri používaných
podvozkoch s krížovou väzbou. V ťahadlách
pozdĺžnej väzby sú menšie sily ako v ťahadlách
krížovej väzby.
59
Poďakovanie
Literatúra
on Roads and Tracks, p. 11. IAVSD. August 2013
Qingdao, China, 2013.
Lack, T., Gerlici, J., Maňurová, M.: Simulačná analýza modelu
železničného nákladného podvozka. In: Dynamika tuhých
a deformovatelných těles 2014: sborník přenášek z XII.
mezinárodní vědecké konference : Ústí nad Labem, Česká
republika, 8.-10. října 2014. Ústí nad Labem: FVTM UJEP,
2014. ISBN 978-80-7414-749-4. - CD-ROM, [17] s.
Lack, T., Gerlici, J., Maňurová, M. 2014 Analýza dynamických
vlastností modelu železničného nákladného podvozka 1.
In: Inovácie v koncepcii, konštrukcii, výrobe a skúšaní
nákladných vagónov I: 27. - 28. november 2014. [Žilina] :
[zborník prednášok]. - Žilina: Žilinská univerzita. - ISBN
978-80-554-0955-9. - S. 65-74.
Lack, T., Gerlici, J., Maňurová, M.: Analýza dynamických
vlastností modelu železničného nákladného podvozka 2.
In: Inovácie v koncepcii, konštrukcii, výrobe a skúšaní
nákladných vagónov II : 29.-30. január 2015 [Žilina]:
[zborník prednášok]. - Žilina: Žilinská univerzita, 2015. ISBN 978-80-554-0980-1,s. 51-56.
Zborníky:
Iwnicki, S., Bezin, Y., Orlova, A., Johnsson, P.-A., Stichel, S.,
Schelle, H.: The ‘SUSTRAIL’ high speed freight vehicle:
Simulation of novel running gear design. Proceedings of
the 23rd International Symposium on Dynamics of Vehicles
SIMPACK A.G.: manuál k programovému systému SIMPACK.
TATRAVAGÓNKA Poprad a.s.: Ilustračný obrázok z Výstavy:
“Vývoj dvoch typov vagónov s podvozkami pre
neštandardný rozchod” na Žilinskej univerzite v Žiline.
Táto práca vznikla za podpory Vedeckej grantovej
agentúry Ministerstva školstva Slovenskej republiky a
Slovenskej akadémie vied v projekte č. 1/0347/12:
„Výskum opotrebenia jazdného profilu železničného
kolesa simuláciou prevádzkových podmienok jazdy
vozidla po koľaji na skúšobnom stave“, č. VEGA
1/0383/12: „Výskum jazdných vlastností koľajového
vozidla pomocou počítačovej simulácie“ a projektu č.
APVV-0842-11: “Simulátor ekvivalentného
prevádzkového železničného zaťaženia na skúšobnom
stave.“
Výskumné a vzdelávacie centrum koľajových vozidiel
(VVCKV)
60
OVĚŘOVÁNÍ ODOLNOSTI KOLEJOVÝCH VOZIDEL PROTI NÁRAZŮM
Abstrakt. První verze evropské normy EN 15227 je platná od roku 2008. Aplikace požadavků uvedených v této normě
ukázala na některé nejasnosti a nedostatky. Z tohoto důvodu se připravuje revize této evropské normy. Jsou uvedeny
některé návrhy, které byly diskutovány v rámci pracovní skupiny WG2. Součástí požadavků na prokázání dostatečné
odolnosti kolejového vozidla jsou i validační zkoušky. Jsou diskutovány zkušenosti získané při jejich realizaci ve
VÚKV.
Klíčová slova: kolejová vozidla, náraz, EN 15227, validace, zkoušky
VALIDATION OF CRASHWORTHINESS OF RAILWAY VEHICLES
Abstract. The first version of the European standard EN 15227 has been valid since 2008. The application of the
requirements of this standard has shown to certain ambiguities and shortcomings. Therefore the revision of this standard
is being prepared. Some of the proposals that were discussed within the working group WG2 are mentioned. Part of
the requirements to demonstrate sufficient resistance of rail vehicles is also validation tests. The experience with the
implementation of these tests in VÚKV is being discussed.
Keywords: railway vehicles, crash, EN 15227, validation, tests
Ing. Zdeněk MALKOVSKÝ1,
VÚKV a.s., Bucharova 1314/8, 158 00 Praha 5, Česká republika, Tel. +420 225 343 401, e-mail: [email protected],
Generální ředitel, zabývá se komplexně pevností kolejových vozidel.
1
Ing. Roman JEŽDÍK2,
VÚKV a.s., Bucharova 1314/8, 158 00 Praha 5, Česká republika, Tel. +420 225 343 419, e-mail: [email protected],
vývojový pracovník, zabývá se komplexně pevnostními výpočty kolejových vozidel.
2
Úvod
V roce 2008 byla schválena evropská norma
EN 15227, která stanovuje požadavky na odolnost skříní
železničních vozidel proti nárazu. Finálnímu zpracování
této normy předcházely evropské výzkumné projekty
SAFETRAIN, SAFETRAM a TrainSafe. Za dobu
platnosti první verze normy EN 15227 byly aplikovány
v normě uvedené požadavky u mnoha projektů jak
železničních vozidel, tak i tramvají a vozidel typu
tram-train. Při řešení těchto projektů bylo získáno velké
množství zkušeností a to jak při vývoji vozidel
a validačních zkouškách, tak i při posuzování shody
s požadavky TSI. Požadavky na pasivní bezpečnost se
staly součástí všech vydání technických směrnic pro
interoperabilitu pro lokomotivy a vozidla pro přepravu
osob a tím se staly právně závaznými.
VÚKV se aktivně zapojilo do výzkumu v oblasti
pasivní bezpečnosti v rámci projektu TrainSafe. Díky
členství v pracovní skupině WG2 Evropského výboru pro
normalizaci (CEN) mohlo VÚKV aktivně ovlivňovat
znění normy a realizovat nezbytný výzkum a vývoj jak
v oblasti výpočetních simulací, tak i validačních zkoušek.
Protože VÚKV spolupracuje s mnoha notifikovanými
osobami, a v řadách VÚKV pracuje znalec Spolkového
drážního úřadu v Bonnu pro tuto oblast, má přehled o tom,
jak rozdílný je přístup výrobců i schvalovacích orgánů k
problematice deformační odolnosti kolejových vozidel.
V současné době je v rámci činnosti WG2
dokončován návrh revize normy EN 15227. Práce na
revizi normy by měly být ukončeny v roce 2015 a platit by
měla od konce roku 2016. Do návrhu normy jsou
promítnuty nejen získané zkušenosti s aplikací
dosavadního znění normy, ale i závěry z analýzy nehod
tramvají v evropských městech. V příspěvku jsou uvedeny
některé z navrhovaných změn. V druhé části jsou pak
analyzovány zkušenosti z validačních zkoušek, které
VÚKV realizovalo pro zahraniční zákazníky.
1. Návrh úprav v normě EN 15227
V následujících odstavcích jsou uvedeny návrhy
nejdůležitějších změn a objasněny důvody k jejich
navržení.
1.1. Vyloučení traťových strojů a vozidel pro kontrolu
infrastruktury
Traťové stroje a vozidla pro kontrolu infrastruktury
nejsou vyloučena z platnosti normy EN 15227:2008,
ačkoliv nepředstavují prakticky žádné riziko pro ostatní
kolejová vozidla. V nové revizi normy budou tato speciální
vozidla explicitně vyloučena z působnosti normy
EN 15227.
1.2. Definice vlakové jednotky
Pro vlakové sestavy s proměnnou délkou soupravy
není definováno, jak dlouhá vlaková souprava má být
61
uvažována. Proto je z důvodu snížení nákladů na validaci
takové vlakové sestavy navrženo, aby byla uvažována
nejkratší a nejdelší možná souprava. To se týká
i elektrických a motorových jednotek, u kterých se uvažuje
vícenásobné řízení. Pokud se tedy jednotka skládá ze tří až
pěti vozidel a provozní konfigurace je možná od jedné do
tří jednotek, pak je nutné provést simulace pro tyto
sestavy:
• Jedna jednotka se třemi vozidly;
• Vlaková souprava ze tří pětivozových jednotek.
1.3. Nákladní lokomotivy s centrálním spřáhlem
Nákladní lokomotivy určené pouze pro přepravu
těžkých nákladních vlaků a vybavené centrálním spřáhlem
typu SA3 nebo Janney nemusí podle platné normy
EN 15228 splňovat požadavky pro scénáře srážky 1 a 2.
Pro ostatní vozidla vybavená tímto typem spřáhla, nejsou
požadavky
jasně
stanoveny.
Protože
není
vyloučen budoucí provoz těchto lokomotiv v Evropě,
požádala Evropská drážní agentura CEN o vyřešení tohoto
otevřeného bodu.
Z těchto důvodů je pro všechna vozidla vybavená
uvedenými typy spřáhel navrhováno splnění požadavků
kolizních scénářů 1 a 2. Rychlost v okamžiku srážky je
redukována z 36 km/h na 20 km/h. Pro kolizní scénář 2
bude definován nový typ překážky. Tyto parametry
vyplynuly z analýzy rizik, zpracované na základě poznatků
ze všech nehod těchto lokomotiv mezi roky 2005 až 2013.
Bylo přitom využito databáze nehod Evropské drážní
agentury. Na základě konstrukčních omezení a provozních
požadavků je energie nárazu absorbována především
speciálními absorpčními prvky, které jsou součástí
centrálního spřáhla. Prostor pro tyto prvky je přitom v
konstrukci lokomotivy z následujících důvodů omezen:
• požadavky na automatické spřáhlo v oblouku
R = 135 m;
• průjezd spojené soupravy S obloukem o poloměru
120 m u normálního rozchodu a 80 m u úzkého
rozchodu - to vyžaduje kratší délku představku;
• prostory v oblasti představku potřebné pro části
podvozku;
• maximální síla při deformaci spřáhla  3 500 kN.
Z těchto důvodů je deformační část spřáhel
limitována délkou přibližně 500 mm. Díky tomu vychází
smluvní rychlost nárazu na 20 km/h.
V případě srážky vozidla s centrálním spřáhlem
s vozidlem vybaveným nárazníky, musí být spřáhlo
vybaveno mechanismem umožňujícím zasunutí spřáhla po
dosažení předepsané síly do předem vytvořeného prostoru.
Lokomotivy s centrálním spřáhlem jsou pak vybaveny
deformačními prvky umístěnými ve stejné pozici, v jaké
jsou připevněny klasické nárazníky. To umožňuje řídit
absorbování energie nárazu i ve smíšeném provozu.
Vyšší smluvní rychlost nárazu by znamenala výrazné
zvýšení nákladů při relativně malém zvýšení dodatečné
pasivní bezpečnosti.
1.4. Lokomotivy s centrální kabinou
Podle stávajícího znění normy EN 15227 se u
lokomotiv
s
centrálně
umístěnými
kabinami
strojvedoucího předpokládá obecně přijatelné riziko v
rámci scénáře 3 a tento scénář se u tohoto typu lokomotiv
neprokazuje. Podle platného znění TSI LOC&PAS není
nutné prokazovat shodu s požadavky scénáře 3, pokud
vzdálenost okna centrální kabiny od nárazníků je nejméně
2,5 m. V rámci revize normy EN 15227 CEN požadoval
stanovit nové závazné funkční požadavky pro scénář 3
u těchto lokomotiv. Tento požadavek byl vyřešen tak, že
i pro lokomotivy s centrální kabinou je vyžadováno úplné
splnění scénáře 3.
Toto řešení je odůvodněno výsledky analýzy scénáře
3 u lokomotiv s centrální kabinou. Agregáty umístěné vně
kabiny mohou při nárazu proniknout do prostoru
strojvedoucího a to i v případě splnění požadavků
uvedených v TSI LOC&PAS. Dále se předpokládá
zvyšování provozní rychlosti lokomotiv s centrální
kabinou, a proto stávající předpoklady pozbývají platnosti.
Simulační techniky byly v průběhu platnosti stávající
normy EN 15227 významně vylepšeny a díky tomu se
realizují simulační výpočty s podrobnými modely celých
vozidel. Výrobci těchto lokomotiv potvrdili, že realizace
scénáře 3 pro ně neznamená výrazné zvýšení nákladů.
1.5. Překážka pro tramvaje
Stávající překážka pro tramvaje (kategorie C-IV) je
představována tuhou stěnou o hmotnosti 3 000 kg
natočenou v úhlu 45° ke směru jízdy. Mezi stěnou
a vozovkou se neuvažuje tření. Tento zjednodušený model
překážky byl vytvořen v rámci projektu SAFETRAM jako
kompromis v době, kdy nebylo možné z důvodu
nedostatku času a znalostí vytvořit realistický model
překážky tak, jak je tomu u železničních vozidel.
Stávající překážka umožňuje simulovat náraz ve
směru od temene kolejnice pouze na konci vozidla.
Energie může být absorbována teoreticky po celé výšce
vozidla. Prakticky je to však pouze ve spodní části vozidla.
Toto však neodráží reálné kolize tramvají s rozměrnějšími
silničními vozidly, kdy v úrovni okna a čelních sloupků
není zaručena dostatečná odolnost proti vniknutí reálné
překážky do prostoru řidiče tramvaje.
Obr. 1 Kolize nízkopodlažní a klasické tramvaje
62
U klasických vysokopodlažních tramvají je díky
vysoké úrovni podlahy nad T.K. obvykle na čele zajištěna
větší úroveň ochrany řidiče při střetu s rozměrnější a
hmotnější překážkou. Současná smluvní překážka ve tvaru
tuhé desky také nepostihuje odpovídajícím způsobem
kolizní situace mezi klasickými a nízkopodlažními
tramvajemi (obr. 1).
Z průzkumu nehod nízkopodlažních tramvají, které se
udály po ukončení projektu SAFETRAM, vyplynul rozpor
mezi reálnými následky nehod a splněním požadavků na
crashovou odolnost podle původního znění normy
EN 15227. Při kolizi s osobním automobilem je díky jeho
nízké stavební výšce ochrana prostoru řidiče (obr. 2,
nahoře) zajištěna. Při střetu s nákladním automobilem již
tato ochrana není obvykle dostatečná (obr. 2, dole).
Obr. 3 Scénář kolize tramvaje s novou deformovatelnou
překážkou
Finální tvar a vlastnosti deformovatelné překážky
ještě nejsou definitivně stanoveny, neboť není ukončeno
vyhodnocení podkladů ze všech evropských zemí. Návrh
nové deformovatelné překážky je naznačen na obr. 3.
Délka této překážky je 6 m. Její hmotnost je 7 500 kg,
výška těžiště nad temenem T.K. je 1 300 mm.
Nepředpokládá se tření mezi překážkou a zemí. Překážka
se může libovolně posouvat a rotovat.
Tuhost překážky nesmí být nižší než 4 kN/mm.
Tuhost se stanovuje obdobným způsobem jako u překážky
pro železniční vozidla. Do překážky naráží svislý válec
o průměru 2 400 mm.
Rychlost nárazu u všech scénářů se předpokládá
15 km/h. U modelu se předpokládá zamezení příčného
pohybu skříně v místě hlavních příčných narážek mezi
skříní a podvozkem.
1.6. Referenční vlak pro osobní vozy
Požadavky na referenční vlak u osobních vozů
určených pro řazení do lokomotivních souprav byly ve
stávající normě EN 15227 velmi přísné. Proto se
předpokládá buď snížení rychlosti nárazu u jednotlivých
scénářů srážky, nebo bude modifikována referenční
souprava.
1.7. Bezpečný prostor pro strojvůdce
Obr. 2 Kolize nízkopodlažní tramvaje s osobním (nahoře)
a nákladním (dole) automobilem
Současná definice bezpečného prostoru pro
strojvůdce uvedená v normě EN 15227 není realistická,
vychází pouze ze střední polohy sedadla. Proto je
doporučeno definovat v revizi normy EN 15227 bezpečný
prostor v souladu s doporučením TECREC UNIFE REF
001 - viz obr. 4.
Z výše naznačených důvodů bylo rozhodnuto definovat
pro kolizní scénář 3 tramvají nový typ deformovatelné
překážky, která povede ke konstrukcím čelních partií lépe
ochraňujícím řidiče při střetu tramvaje především
s nákladními automobily. Zároveň ovšem v důsledku
nových požadavků nesmí dojít ke zhoršení výhledových
poměrů řidiče, např. v důsledku rozšíření A sloupků. To
by mohlo vést ke zvýšenému nebezpečí pro chodce.
Obr. 4 Bezpečný prostor pro strojvůdce
63
Zatím není úplná shoda v tom, jak bude definován
referenční bod SRP (Seat Reference Point). Tento bod
musí být odvozen v souladu se zněním normy
EN 16186-1. Vychází se přitom z 95% horní meze postavy
u mužů a 5% dolní meze postavy u žen.
1.8. Změna limitu zpoždění
Současná definice pro stanovení průměrného zpoždění při
nárazu je nejednoznačná. V revizi normy je navrhováno
definovat přesné časové okno pro stanovení zpoždění. Je
uvažován čas 100 až 120 ms pro maximální dovolené
zpoždění 5g a dodatečné kritérium 30 ms pro maximální
dovolené zpoždění 10g.
2. Problematika validace výpočetního modelu
•
Symetrické zatěžování měřících prvků bez působení
parazitních sil;
• Nesymetrické zatěžování měřících prvků, kdy vznikají
parazitní síly.
Příklad symetrického zatěžování je uveden na obr. 5.
Jedná se o zkoušku deformačního prvku. Tento způsob
zatížení je typický v případě, že není simulováno při
zkoušce přesazení 40 mm, jak je požadováno u validace
scénáře 1.
Také v případě validačních zkoušek celých kabin,
kdy zatěžující síla působí prakticky symetricky k místům
měření, lze mluvit o symetrickém zatěžování. Vznikající
parazitní síly se vzájemně eliminují a výsledná podélná
síla je vyhodnocena s akceptovatelnou odchylkou.
I v tomto případě je možné použít k měření sil standardní
měřící vložky.
Součástí normy EN 15227 jsou mimo jiné i základní
požadavky na validaci výpočetních modelů pomocí
experimentu. Validačními zkouškami se v současné době
v Evropě zabývá pouze několik akreditovaných
zkušebních laboratoří. Je to dáno zejména velkými nároky
na zkušební zařízení. VÚKV se problematice validačních
zkoušek věnuje prakticky od roku 2008.
2.1. Požadavky na validační test
Obecné požadavky na validační zkoušky jsou
uvedeny v kapitole 7 normy EN 15227. Jedná se o dvě
základní podmínky pro porovnání výsledků zkoušky a
simulačního výpočtu:
• Chování zařízení na pohlcování energie, odzkoušených
deformačních zón a sled jevů při pohlcování energie;
• Podrobná analýza všech zkušebních výsledků,
konkrétně velikostí sil a posunů důležitých prvků
konstrukce.
Podrobnější požadavky na validační zkoušky jsou
uvedeny v příloze B v kapitole B.1 normy EN 15227.
Z těchto požadavků jsou velmi důležité především
následující:
• Zkoušky musejí splňovat požadavky na pohlcování
energie podle scénáře 1 či scénáře 2, pokud se týkají
konstrukce. Tento požadavek však nevyžaduje, aby byl
daný scénář při zkouškách přesně reprodukován.
• Kalibrační zkoušky se musejí provést na každém
odlišném typu konstrukční skupiny konce vozidla,
která je zapojena do pohlcování energie. Pokud
konstrukční skupiny konce vozidla využívají stejných
zásad pohlcování energie, není třeba provádět
samostatné kalibrace.
• Pokud jsou k pohlcování energie použity samostatně
fungující prvky, je možné je zkoušet odděleně;
• Zkoušky musí být realizovány tak, aby došlo
k pohlcení minimálně 50% maximální predikované
energie. Doporučená hodnota je však alespoň 80%.
Obr. 5 Symetrické zatěžování siloměrných vložek
Obr. 6 Nesymetrické zatěžování siloměrných vložek
2.2. Typy zatížení z hlediska měření sil
Při validačních zkouškách je z hlediska měření sil
možné definovat následující případy:
Obr. 7 Porovnání výsledku zkoušky a výpočtu
64
Při validačních zkouškách čelních partií vozidel
a deformačních prvků není možné vždy realizovat
zkušební zatížení tak, aby měřící vložky byly zatíženy
symetrickou silou. Tato situace nastává především
v případě, kdy se realizuje zkouška s přesazením 40 mm,
nebo se zkouší např. deformační prvky s klouby. V tomto
případě pak vzniká otázka, jak je zkoušená část při zkoušce
skutečně namáhána. Jedná se nejen o stanovení přesnosti
měření, ale i o zjištění všech složek sil v místě měření. To
je nezbytné pro získání korektních dat pro validaci
výpočetního modelu. Situace při takové zkoušce je
naznačena na obr. 6.
Jedná se o zkoušku, při níž byl zjišťován i vliv
zatěžování s offsetem 40 mm tak, jak je předepsáno u
scénáře 1. Je patrné, že kromě podélné síly vzniká během
nárazu i svislá síla. Při kombinaci s deformací zatěžované
konstrukce vznikají v místech měření reakcí kromě
podélných sil i síly ve svislé rovině a ohybové momenty.
Pro validaci je nutné znát vliv těchto dalších sil na přesnost
měření siloměrnými vložkami, které měří podélnou sílu.
Komerčně vyráběné siloměrné vložky deklarují
přesnost měření i s ohledem na vyosení působící síly. Při
větších excentricitách sil působících na měřící vložky však
přesnost měření osové síly významně klesá.
Pro účely zajištění potřebné přesnosti měření byly
proto ve VÚKV vyvinuty speciální měřící vložky a
nezbytné přípravky, které umožňují nejen měřit parazitní
síly ve svislé rovině, ale i případné tahové síly, které v
určitých případech při zkoušce mohou vzniknout. Ve
spolupráci s firmou Stadler Rail v Altenrheinu byla
funkčnost těchto měřících zařízení ověřena řadou reálných
zkoušek. Realizace potřebné přesnosti a komplexnosti
měření umožnila získat všechna potřebná data pro validaci
výpočetního modelu. Kromě sil byly měřeny i deformace
zkoušeného vzorku. V některých případech byly použity
i tři nezávislé systémy. Jeden z nich umožňoval snímat
deformace ve stanovených bodech ve formátu 3D.
Na obr. 7 je uveden příklad deformací zjištěných při
zkoušce realizované ve zkušebně VÚKV a pomocí
simulačních výpočtů, které realizovala firma Stadler Rail.
Velmi dobré shody deformací bylo dosaženo za
předpokladu, že okrajové podmínky, včetně sil v místě
měření siloměrnými vložkami, byly při zkoušce
a simulačních výpočtech prakticky shodné. Dosažení
tohoto stavu je základem postupu validace podle normy
EN 15227.
Obr. 8 Zkouška deformačního prvku
Jak důležité je znát přesné rozložení sil při validační
zkoušce je patrné z následujícího příkladu. Zkouška
deformačního prvku nárazem ploché stěny je z hlediska
zatěžování siloměrných vložek symetrický případ zatížení.
Síly byly měřeny v šesti místech, tři vložky byly umístěny
v jedné řadě na horní části zkoušeného deformačního
prvku a tři vložky byly umístěny v dolní části. Situace je
naznačena na obr. 8. Přesto, že deformační prvek byl
podepřen rovnoměrně tuhou deskou zkušebního vagónu,
rozdělení namáhaní v jednotlivých siloměrných vložkách
se výrazně lišilo. Průběh sil je uveden na obr. 9.
Obr. 9 Reakční síly v jednotlivých měřících vložkách
Závěr
Problematika deformační odolnosti kolejových
vozidel se řeší poměrně krátkou dobu. Přestože na
evropské úrovni byly řešeny tři významné projekty, které
se staly základem pro vznik evropské normy EN 15227,
aplikace požadavků uvedených v této normě ukázala na
některé nejasnosti a nedostatky. Z tohoto důvodu se
připravuje revize této evropské normy. V příspěvku jsou
uvedeny některé návrhy, které byly diskutovány v rámci
pracovní skupiny WG2. Některé návrhy vznikly na
základě analýz realizovaných po ukončení uvedených
evropských projektů. Zatím není bohužel věnována
patřičná pozornost realizaci validačních zkoušek.
Výsledky z těchto zkoušek jsou přitom podkladem pro
validaci výpočetního modelu. Vzhledem k tomu, že se
jedná o velmi rychlé děje, je nutné tuto skutečnost
zohlednit i při návrhu zkušebních přípravků a celého
měřícího řetězce. Požadavky na nárazové zkoušky
65
nákladních vagónů uvedené v kapitole 8 normy
EN 12663-2 lze použít pouze jako určité vodítko.
Prohlášení
Tento příspěvek vznikl za podpory projektu TE01020038
„Centrum kompetence drážních vozidel“ programu
Technologické agentury České republiky na podporu
rozvoje dlouhodobé spolupráce ve výzkumu, vývoji a
inovacích mezi veřejným a soukromým sektorem.
Zákony, normy, předpisy:
EN 15227:2008+A1:2010: Železniční aplikace - Požadavky na
odolnost skříní železničních vozidel proti nárazu.
EN 16186-1:2014: Železniční aplikace - Kabina strojvedoucího Část 1: Antropometrická data a výhledové poměry.
EN 12663-2:2010: Železniční aplikace - Pevnostní požadavky na
konstrukce skříní kolejových vozidel - Část 2: Nákladní
vozy.
Literatura
Sborníky:
Oldřich, J. – Tikal, B. – Janovec, J. – Kepka, M. – Švéd, S. –
Malkovský, Z.: Numerické simulace srážky lokomotivy
85E s referenční překážkou, Sborník přednášek 21.
konference "Výpočtová mechanika 2005", Nečtiny 2005,
ISBN 82-7043-400-7.
Ježdík R. – Malkovský Z. – Kmoch, J.: Aplikace evropské normy
prEN 15227:2007 "Požadavky na kolizní odolnost skříní
kolejových vozidel" na konstrukci tramvaje, Sborník
přednášek XVIII. Současné problémy v kolejových
vozidlech, vol. I, Žilina 2007, s. 273-278, ISBN 978-8089276-06-6.
Ježdík R. – Malkovský Z.: Zkušenosti z aplikace požadavků na
pasivní bezpečnost kolejových vozidel podle normy
EN 15227. Sborník přednášek XIX. Současné problémy
v kolejových vozidlech, Česká Třebová 2009, ISBN
978-80-7395-199-3.
Malkovský Z.: PASSIVE OR ACTIVE SAFETY? Safety on
crossing: Experience from real railway traffic in Czech
Republic and from experiment, 8th International
Symposium on Passive Safety, Berlin, Germany (2011),
s. 19–27. ISBN 978-3-940727-25-1.
Ježdík R. – Malkovský Z.: Příspěvek k otázkám pasivní
bezpečnosti kolejových vozidel, 20. mezinárodní
konference Současné problémy v kolejových vozidlech –
PRORAIL (2011), II díl, s. 85 92. ISBN 978-80-89276-318.
Fanta, O. – Hybner, M. – Lopot, F. – Jelen, K. – Malkovský Z. –
Purš H.: Comparison of HIC values during train-car
collision, J. Trans. Transport Sci. 4(4), Prague (2011).
ISSN 1802-971X.
Ježdík R. – Malkovský Z. – Purš H.: Some Results of the
Research Project TIP FR—TI1/113:
Reducing the
collision consequences of railway and road
vehicles / realistic verification of technologies for design of
railway vehicles cabin from unconventional materials. 9th
International Symposium on PASSIVE SAFETY of Rail
Vehicles 2013, Berlin, Germany (2013), s. 135-148, ISBN
978-3-940727-36-7.
Malkovský Z. – Starlinger, A.: On the influence of shear forces
on the load cell measurements in dynamic crash testing.
The Demand for dynamic testing in EN 15227 and the
Influence of Shear Forces on Test Results. 10th
International Symposium on PASSIVE SAFETY of Rail
Vehicles 2015, Berlin, Germany (2015), s. 89-97, ISBN
978-3-940727-48-0.
Rittenschber, A.: Revision of EN 15227 “Crashworthiness
requirements for railwayvehicle bodies“. 10th International
Symposium on PASSIVE SAFETY of Rail Vehicles 2015,
Berlin, Germany (2015), s. 89-97, ISBN 978-3-940727-480.
TECREC UNIFE REF 001: Technical Report for Interior Passive
Safety in Railway Vehicles, December 2014.
66
ZVYŠOVÁNÍ PŘEPRAVNÍ VÝKONNOSTI ŽELEZNICE CESTOU NOVÝCH
TECHNICKÝCH ŘEŠENÍ
Abstrakt. Železniční síť se v posledních létech velmi výrazně polarizuje na dopravně silně zatížené tratě, které pracují
na mezi technických možností, a na dopravně málo zatížené tratě, které pracují pod mezí své ekonomické rovnováhy.
Zájem cestujících a přepravců se koncentruje zejména na kvalitní magistrální tratě, které umožňují rychlou jízdu vlaků,
a dynamicky roste. Právě ve směru nejsilnějších přepravních proudů, respektive nejsilnější přepravní poptávky, je
potřebné ze strany železnice zvyšovat kvalitu i kvantitu přepravní nabídky. A to jak na síti konvenčních železnic,
zejména RFC koridorů, tak i budováním sítě vysokorychlostního železničního systému. Přitom je potřebné dbát o
vyváženost jednotlivých strukturálních subsystémů. Jde o vzájemnou provázanost trendů zvyšování traťových rychlostí
a prodlužování délky staničních kolejí s trendem zvyšování výkonnosti pevných trakčních zařízení subsystému energie
(v rámci postupného přechodu na jednotný systém 25 kV 50 Hz), s rozvojem subsystému řízení a zabezpečení
(koordinovaná aplikace radiového spojení EIRENE a jednotného evropského vlakového zabezpečovače ETCS na
tratích i na vozidlech s cílem minimalizace délky migračního období) a subsystému vozidla (nová moderní vozidla pro
konvenční nákladní dopravu, konvenční osobní dopravu a vysokorychlostní dopravu). V zájmu harmonického
územního rozvoje je nutností, aby potenciál přepravní nabídky předcházel přepravní poptávku a indukoval ji.
Klíčová slova: přepravní nabídka, přepravní poptávka, železniční síť, subsystém INS, subsystém CCS, subsystém ENE,
subsystém RST
EXPANDING TRANSPORT PERFORMANCE OF RAILWAY IN THE WAY OF NEW
TECHNICAL SOLUTIONS
Abstract. In the last years the railway network polarizes quite sharply on with the transport highly stressed lines, which
are kept on the edge of the technical resources and on the low for transportation used routs, which operation is under
the boundary of their economic balance. The interest of passengers and carriers is concentrated on the top major routes,
which enable fast run of trains, and grows dynamically. From the railway operator’s side, it is necessary, especially in
course of the strongest transportation streams or even the strongest transportation demand, to intensify quality and
quantity of their transportation offer. And it is necessary to achieve this both on the conventional railway networks,
especially RFC corridors, and via building of the high speed railway network. In doing so, it is needed to care about
the balance of the particular structural subsystems. It is concerned about the interlocking trends of growing line speeds
and lengthening tracks in the stations and the trend of the increasing stationary traction equipment performance from
the subsystem Energy,(this in the gradual transition to the single system 25kW 50hz), with the development of the
subsystem CCS, (consisting in the coordinated application of the radio communication EIRENE and unified European
automatic train-stopping device ETCS on lines and vehicles with the aim of minimizing duration of the migration
period) and subsystem RST, with its new up to date vehicles for conventional goods and passenger traffic and high
speed transport.
It is a must, in the interest of harmonic territorial development, that the potential of the transportation offer is preceding
transportation demand and also inducing it.
Keywords: transportation offer, transportation demand, , railway network, subsystem INS, subsystem CCS, subsystem
ENE, subsystem RST.
Jiří Pohl
Siemens, s.r.o. Siemensova 1, 155 00 Praha 13, Mobil: +420 724 014 931, E-mail: jri.pohl@siemens,com
1. Původní a budoucí poslání železnice
Podstatná část tradiční železniční sítě byla
vybudována v průběhu druhé poloviny 19. století.
Železnice byla v té době vnímána jako základní dopravní
systém k přepravě osob i zboží na pevnině. Proto byla
pojata jako síť schopná pokrýt celé území, a to při
hierarchické struktuře hlavních a vedlejších tratí.
V průběhu 20. století došlo k velkému rozvoji silniční
i letecké dopravy. Ty se staly dominantními dopravními
módy: na krátké a střední vzdálenosti převzala od
železnice většinu přepravních výkonů silniční
automobilová doprava, na velké vzdálenosti letecká
doprava.
Pokles přepravních výkonů měl pro železnici velmi
nepříjemné důsledky v podobě ztráty efektivnosti. To je
dáno strukturou nákladů železniční dopravy, ve které
dominují fixní náklady nad variabilními. Poté, co byly
vynaloženy velké investice k zajištění provozu, je
železnice schopna za nízké proporční náklady dopravovat
osoby i zboží. Avšak v případě, že nejsou její kapacitní
možnosti náležitě využity, přechází do ztráty. Má-li
železnice existovat, musí být náležitě využívána a zatížena
přepravními proudy.
67
Trend konverze přepravní poptávky ze železnice
k automobilům a později i letadlům nastal již v průběhu
20. let minulého století. Železnice se tomu snažila čelit
dvojicí opatření:
• snižováním nákladů, zejména fixních, na straně
dráhy i na straně drážní dopravy, a to s cílem
přiblížit se cenou jízdného a dovozného k úrovni
silniční a letecké dopravy,
• růstem kvality přepravní nabídky (rychlost,
dochvilnost, pohodlí, služby…) zvyšovat atraktivitu
železnice tak, aby pracovala náležitě zatížena, tedy
hospodárněji.
Zkušenost ukazuje, že druhá z obou výše uvedených
forem je racionálnější. Má-li v určitém geografickém
směru vést územím železnice, pak má logiku, aby plnila
roli dominantního přepravního módu. Tedy aby na sebe
převzala podstatnou část přepravních výkonů. Přitom
nejde jen o docílení rentability železnice, o návratnost
investic do ní vložených, ale zejména jde o patřičné využití
jejích přínosů. Železnice má ve srovnání se silniční i
leteckou dopravou zásadní přednosti zejména v oblastech
energetiky,
produktivity
pracovních
sil
i
environmentálních vlivů, a ty je žádoucí naplno rozvinout.
Má smysl využít přednosti železnice ku prospěchu lidské
společnosti u nejvyššího objemu přeprav. Neplýtvat
zbytečně energiemi i pracovními silami a nezatěžovat
životní prostředí exhalacemi automobilové a letecké
dopravy tam, kde to není nutné, kde existuje kvalitní
alternativa v podobě železnice.
Naopak snažit se snížit z konkurenčních důvodů
investiční i provozní náklady slabě zatížené železnice pod
úroveň automobilové dopravy, která je navíc operativnější,
nebývá úspěšné. Železnice je podnikatelským statkem
nemalé hodnoty, který nelze rentabilně provozovat a
rozvíjet jen pro zajištění nevelkých přepravních výkonů.
Navíc je potřeba vnímat technický pokrok u všech druhů
dopravy. Bez nezbytných inovačních aktivit by se
železnice rok od roku stále více vzdalovala přepravním
potřebám společnosti.
Výsledkem těchto skutečností je stále zřetelnější
polarizace železniční sítě. Část tratí, ve směru kterých
existuje silná přepravní poptávka, a kterou je železnice
schopna kvalitně uspokojit, je investicemi do tratí, vozidel
i do objednávky služeb ve veřejném zájmu, rozvíjena
směrem k vyšší kvalitě a atraktivitě. Funguje u nich efekt
kladné zpětné vazby – správně cílené investice generují
vyšší kvalitu a s tím i zvýšenou poptávku a další tržby,
které vytvářejí zdroje pro další investování.
Avšak část tratí, v jejichž směru neexistuje silná
přepravní poptávka, respektive železnice ji není schopna ji
kvalitně uspokojit, se v důsledku absencí investic do tratí,
vozidel i do objednávky sužeb ve veřejném zájmu stále
výrazněji propadá. Také u nich působí efekt kladné vazby
– chybějící inovace snižují v průběhu času jejich kvalitu.
To je provázeno poklesem poptávky a tržeb, které svojí
nízkou úrovní nevytvářejí zdroje pro investování.
K těmto zákonitostem se též váže zásadní souvislost
kvality železniční dopravy s její kvantitou. Málo kapacitní
jednokolejné tratě nabízejí z dopravních důvodů (časté
čekání na křižování) jen nevelké cestovní rychlosti a
nemohou se proto jak z důvodu nízké kapacity, tak i
z důvodu nízké atraktivity, stát pro společnost
významnými. Nemají potřebné parametry pro převzetí
zátěže ze silniční dopravy.
2. Nová podoba železniční sítě (subsystém INS)
V souhrnu těchto skutečností tvoří prakticky
využitelnou podobu železniční sítě neregionálního
významu nikoliv celá mapa železnic, ale jen dvoukolejné
(respektive
vícekolejné)
elektrifikované
tratě.
Z bezpečnostního, energetického i provozního hlediska
se neopomenutelným standardem stává jejich vybavení
technikou ERTMS (digitálním rádiovým spojením
EIRENE, v současnosti realizovaným technologií GSMR, a jednotným evropským vlakovým zabezpečovačem
ETCS, alespoň 2. aplikační úrovně).
Další přívlastky, které charakterizují použitelnost a
atraktivitu jednotlivých železničních tratí, již jednotné
nejsou:
• dálková doprava osob (respektive balíčkového zboží)
vyžaduje pro konkurenceschopnost náležitou rychlost.
Optimálně kolem 300 km/h, aby vůči individuální
silniční dopravě vyrovnala delší dobu dostupnosti
nádraží (ve srovnání s poblíže domu zaparkovaným
osobním automobilem). Též proto, aby ve srovnání
s leteckou dopravou dokázala využít dobu odpovídající
časovým ztrátám souvisejícím s obtížnější dostupností
letišť a s procesy na letištích. Rychlým vlakům
v důsledku jejich velkého měrného trakčního výkonu i
velké kinetické energie nevadí velké sklony, avšak
vyžadují náležitě velké poloměry oblouků. Ty musí být
větší, než jak bývalo obvyklé v devatenáctém století při
stavbě hlavních tratí,
• konvenční nákladní doprava vyžaduje pro
konkurenceschopnost náležitou délku hmotnost vlaků.
Nevadí ji poloměry oblouků používané v minulosti při
stavbě hlavních tratí, ale komplikují ji velké sklony,
neboť ty citelně snižují normativ zátěže. Tím zhoršují
produktivitu vozidel i personálu a v důsledku toho i
profitabilitu železniční nákladní dopravy.
Ve zvlněném trénu je proto trasování tratí pro rychlou
osobní dopravu (s preferencí i vyšších sklonů před
oblouky o malých poloměrech) zcela jiné, než trasování
tratí pro nákladní dopravu (s preferencí i oblouků o malém
poloměru před velkými sklony). Univerzální řešení
selhává – vede buď k velmi drahé stavbě s množstvím
tunelů, nebo ke kompromisu, který je nepříznivý pro oba
účely. Svými malými poloměry oblouků snižuje rychlost
vlaků osobní přepravy a svými velkými sklony snižuje
normativ zátěže nákladních vlaků.
Avšak i v rovinatém terénu, kde odpadá dilema
skonů a oblouků, se vyplatí stavět odděleně tratě pro
rychlou dopravu, zejména osobní, a tratě pro konvenční
nákladní
dopravu.
Důvodem
je
praktikování
rovnoběžného grafikonu na obou tratích, separace provozu
rychlejších a pomalejších vlaků. Ta zásadním způsobem
zvyšuje propustnost tratí, zvyšuje cestovní rychlost a
snižuje spotřebu energie (odpadá zastavování a čekání na
předjíždění) a zmenšuje počet a rozsáhlost mezilehlých
stanic.
68
S uvážením těchto fyzikálních skutečností evropské
železnice směřují k transformaci historicky vzniklé
železniční sítě v zásadě univerzálního charakteru
(vzniklých a sloužících pro dopravu osob i zboží) na dvě
železniční sítě:
• nákladní koridory (RFC), využívající modernizované
hlavní konvenční tratě,
• nově budované vysokorychlostní tratě (HS).
Jak z důvodu nízké cestovní rychlosti, tak z důvodu
vazby na obce, kterými konvenční železnice tradičně
prochází a dlouhodobě stimuluje jejich rozvoj, zůstávají
regionální osobní zastávkové vlaky na konvenčních
tratích, v silně exponovaných příměstských úsecích pokud
možno se svými kolejemi (3. a 4. traťová kolej).
Tyto zásady určují principy rozvoje železniční sítě.
Většina regionálních tratí stojí stranou těchto trendů. To je
dáno nejen jejich (zpravidla) nízkým využitím, ale i
skutečností, že v současné době většina z nich nefunguje
jako součást železniční sítě, nýbrž jako oddělený dopravní
systém. Nepřechází na ně vozidla či vlaky z jiných tratí
(nákladní doprava je velice nízká, osobní dopravu zajišťují
vozidla provozovaná zpravidla jen na dotyčné trati).
Pokud však mají potenciál růstu přepravních proudů na
úroveň hodnou železnice, pak je na místě jejich integrace
do železniční sítě, a to například vozbou přímých vlaků.
Jde nejen o vytvoření atraktivních bezpřestupových spojů,
ale i o technologické propojení hlavních a vedlejších tratí.
Například využití OBU ETCS, instalovaných
na vozidlech z důvodu zajíždění do stanic na hlavních
tratích opatřených systémem ETCS, i na vedlejších tratích
racionálně vybavených vlakovým zabezpečovačem ETCS
level 3, aplikace dvouzdrojových vozidel trolejakumulátor, využívající k nabíjení zásobníků energie
pevná trakční zařízení na hlavních tratích. Propojení oběhů
vozidel hlavních a vedlejších tratí přinese nejen atraktivní
přepravní nabídku pro cestující, ale i vyšší denní proběhy
a s tím i zvýšení produktivity vozidel obsluhující vedlejší
tratě.
Trendem v oblasti tratí (subsystém INS) je
zvyšování únosnosti pro možnost přepravy těžkých
nákladních vozů s hmotností na osu 22,5 t (s velmi dobrým
poměrem ložné a vlastní hmotnosti) a zvyšování
prostorové průchodnosti na úroveň průjezdného průřezu,
odpovídajícímu vztažnému obrysu vozidel GC. To je
žádoucí zejména pro další rozvoj kombinované dopravy.
Neméně významnou kategorií je délka vlaků – nástupiště
délky 400 m / 200 m pro vlaky osobní přepravy a
předjízdné koleje pro nákladní délky 740 m. Avšak nejde
jen samotnou délku, ta se (zejména přes hmotnost vlaku,
rychlost a sklon) promítá do potřebného trakčního výkonu
k dopravě vlaku, což má zásadní dopady na dimenzování
pevných trakčních zařízení. Vliv délky vlaků na potřebnou
výkonnost trakčních napájecích stanic a na potřebnou
přenosovou schopnost trakčního vedení je zcela zásadní.
Smyslem není, aby vlaky délky 740 m ve stanicích stály
(to si nepřeje ani dopravce ani správce železniční dopravní
cesty), ale aby ji rychle a nekonfliktně projely (to si přeje
dopravce i správce železniční dopravní cesty).
3. Rozvoj subsystému CCS
Již zmíněnou samozřejmostí v rámci subsystému
CCS je vybavování tratí technikou ETRMS. K tomu
mají jednotlivé evropské země národní implementační
plány. Ty jsou vzájemně nadnárodně koordinovány,
s cílem vytvořit evropské ETCS koridory. Přínos ETCS
pro železnici je zásadní:
• vývoj na straně traťových, staničních i přejezdových
železničních zabezpečovacích zařízení již dospěl do
stadia, kdy bezpečnost stacionární části železničního
systému určují technická zařízení, nikoliv člověk.
Výsledkem je však pouze návěst a bezpečnost
železnice jako celku závisí na skutečnosti, zda ji
strojvedoucí postřehne a bude ji respektovat, tedy na
lidském činiteli. Náhrada dosavadní komunikace mezi
tratí a vlakem, zajišťovaná prostřednictvím vizuálně
vnímaných návěstí, novými principy ETCS, tedy
předáváním oprávnění k jízdě a rychlostního profilu
z tratě na vozidlo (a zpětné hlášení aktuální polohy a
rychlosti vlaku z vozidla rádioblokové centrále), je
zásadním přínosem pro bezpečnost a plynulost
železniční dopravy,
• znalost informace o rychlostním profilu až 16 km před
vlakem dává jak strojvedoucímu, tak ATO možnost
energeticky optimalizovaného vedení vlaku (použití
výběhu
či
pozvolného
elektrodynamického
rekuperačního brzdění daleko před místem, kde končí
oprávnění k jízdě),
• možnost vytvářet rychlostní profil mnohem jemněji,
než v současnosti dovolují svým umístěním a svými
návěstními znaky hlavní návěstidla, pomáhá zvýšit
cestovní rychlost vlaků i propustnost stanic,
• zajištění bezpečného pohybu vlaku zařízením ERTMS
s funkcí vlakového zabezpečovače (ATP) vytváří
velmi příznivé podmínky pro zásadní rozvoj
automatizace železniční dopravy a to jak na úrovni
vlaku – automatické vedení vlaku (ATO), tak i jeho
propojení s řízením provozu na dopravní cestě –
automatické
řízení
provozu
vlaků
(ATS).
Bezpečnostně relevantní funkce řízení vlaku zajistí
ERTMS, které je schopno kontrolovat nejen činnost
strojvedoucího, ale i činnost ATO a ATS. Proto mohou
být nadřazené automatizační systémy na úrovni vlaku
(ATO) i na úrovni dopravní cesty (ATS) řešeny
moderními vysoce výkonnými HW a SW prostředky
bez požadavku na jejich nejvyšší bezpečnost, neboť
nejsou bezpečnostně relevantní
• provoz (konvenční i vysokorychlostní) – zjednodušení
výbavy a homologace vozidel, jednotnost kvalifikace
personálu.
4. Rozvoj subsystému ENE
Díky moderní zabezpečovací technice ETCS jsou, jak
bylo výše uvedeno, vytvářeny podmínky nejen pro zvýšení
bezpečnosti železniční dopravy a úspory energie, ale i
pro zkrácení odstupu mezi vlaky, a tím i ke zvýšení
propustné výkonnosti tratí. To je na silně dopravně
zatížených evropských koridorech velmi potřebné.
69
Avšak je nutné, aby následná mezidobí daná
zabezpečovací technikou (subsystém CCS) nebyla
limitována delšími následnými mezidobími, určenými
zatížitelností pevných trakčních zařízení (subsystém
ENE). Jde nejen o výkonnost trakčních napájecích stanic,
ale především o přenosovou schopnost trakčního vedení.
Ta je úměrná druhé mocnině napájecího napětí. Proto je u
systému 3 kV přenosová schopnost trakčního velmi nízká,
při stejných parametrech by byla 69krát nižší, než u
systému 25 kV (252/32 = 69). Nízkým použitým napětím
způsobený velký měrný úbytek napětí na odporu vedení
výrazně snižuje napětí v místě jeho odběru trakčním
vozidlem. Zároveň též způsobuje ztráty, které nežádoucím
způsobem ohřívají trakční vedení. Aby nedošlo k
poškození trakčního vedení v důsledku překročení
mezních dovolených teplot, musí být mezi vlaky s velkým
odběrem proudu náležitý časový rozestup. To proto, aby
akumulací tepelné energie ohřáté vedení stačilo před
jízdou dalšího vlaku zchladnout. To je ovšem v rozporu
s cílem provážet pomaleji jedoucí nákladní vlaky
ve svazcích těsně za sebou a tím dosáhnout optimální
využití kapacity tratí.
Ztráty, způsobené nízkou přenosovou schopností
trakčního vedení, způsobují snížení výkonnosti trakčních
vozidel v důsledku poklesu jejich napájecího napětí.
Zároveň citelně zvyšují spotřebu elektrické energie.
Navzdory opatřením přijatých na straně pevných trakčních
zařízení s cílem zvýšit přenosovou schopnost trakčního
vedení 3 kV (zhruba trojnásobný ekvivalentní vodivý
průřez oproti systému 25 kV AC, poloviční vzdálenost
trakčních napájecích stanic, dvoustranné napájení, …) jsou
ztráty v trakčním vedení systému 3 kV asi osmkrát vyšší,
než ztráty v trakčním vedení systému 25 kV.
Uváděná vzájemná relace dvou systémů je řadu let
stejná, avšak co se oproti minulosti zásadně změnilo, je
potřebný trakční výkon a jeho druhé mocnině odpovídající
absolutní hodnota Joulových ztrát v trakčním vedení. Ty
oproti minulosti vzrostly, aktuálně činí zhruba v 20 % u
systému 3 kV a 2,5 % u systému 25 kV (při použití vozidel
se čtyřkvadrantovými vstupními měniči, která nezatěžují
síť jalovým (magnetizačním) výkonem ani deformačním
výkonem - vyššími harmonickými složkami proudu).
Na velikost ztrát v trakčním vedení má velmi
významný vliv rychlost jízdy vlaků. Aerodynamický opor
roste úměrně dynamickému tlaku vzduchu, tedy s druhou
mocninou rychlosti. Trakční výkon, potřebný k překonání
aerodynamického odporu, je součinem síly a rychlosti a
proto roste se třetí mocninou rychlosti. Totéž platí o
proudu, odebíraném při stálém napětí z trakčního vedení
pro překonání aerodynamického odporu vlaku. Ztráty
v trakčním vedení a jeho oteplení jsou úměrné druhé
mocnině proudu. Z toho plyne, že aerodynamický odpor
vlaku ovlivňuje ztráty a oteplení trakčního vedení
se šestou mocninou rychlosti. Přitom je realitou, že
z důvodu souběhu jízdy nákladních vlaků s rychlejšími
vlaky osobní přepravy, vzrostla v uplynulých létech
rychlost jízdy nákladních vlaků z někdejší typické hodnoty
60 km/h na současnou typickou hodnotu 90 až 100 km/h.
Tedy vliv aerodynamického odporu vlaku na oteplení
trakčního vedení vzrostl na jedenáctinásobek. Podobně
působí i kinetická energie vlaku, rovněž (podobně jako
aerodynamický odpor vlaku) úměrná druhé mocnině
rychlosti jízdy vlaku. Ta navíc ovlivňuje ztráty a ohřev
trakčního vedení nejen při rozjezdu, ale i při rekuperačním
brzdění.
Náklady spojené se ztrátami v trakčním vedení nese
dopravce. Například při napětí na voltmetru lokomotivy
2 400 V platí dopravce za spotřebu elektrické energie
zhruba 1,5násobek skutečné spotřeby, neboť dalších 50 %
energie (úměrných poklesu napětí z přibližně 3 600 V na
2 400 V) se ztratí cestou od elektroměru na AC vstupu
trakční napájecí stanice přes pevná trakční zařízení ke
sběrači proudu lokomotivy.
Z výše uvedených i z dalších důvodů, například pro
odstranění korozního poškozování kovových konstrukcí
v zemi bludnými proudy, je racionálním řešením
postupná programová konverze tratí v minulosti
elektrifikovaných systémem 3 kV na jednotný systém
25 kV. Tím též dojde ke sjednocení napájecího napětí
konvenčního a vysokorychlostního železničního
systému. Proto se touto cestou vydávají prakticky všechny
státy, které v minulosti stejnosměrné napájení
železničních tratí zavedly.
5. Rozvoj subsystému RST
Ze struktury podnikatelského kapitálu železnice je
zřejmé, že vozidla (subsystém RST) představují jen
zlomek celkového kapitálu železnice. Dominantní
kapitálovou zátěží železnice je cena a odpis subsystémů
tvořících dopravní cestu (INS, CCS a ENE). Proto nemá
logiku, aby vozidla svými nižšími parametry
znemožňovala plnohodnotné využití parametrů pracně a
nákladně modernizované, respektive nově vybudované,
železniční dopravní cesty. Provoz přestárlých, jen
modernizovaných vozidel, která neodpovídají možnostem
tratí a která svými vlastnostmi a parametry cestující spíše
demotivují, než lákají, jsou dokladem nesprávného
koordinování investic do rozvoje železnic. Obdobně lze
hodnotit i nákup nových vozidel, jejichž parametry a
vlastnosti neodpovídají očekávanému stavu železniční
dopravní cesty v době jejich předpokládané životnosti.
Vozidla nesmí limitovat využitelnost parametrů tratí, to by
bylo plýtvání veřejnými prostředky do železnice
vložených. Zároveň nesmí svoji kvalitou odrazovat
cestující od použití železnice, naopak je musí k použití
železnice motivovat. Jinak by neměly řádově vyšší
investice do železniční infrastruktury smysl.
Zajistit koordinaci parametrů tratí a vozidel však není
snadné, existují některé procesní překážky. Oddělené
financování dráhy od financování drážní dopravy, různé
účelově vázané dotační zdroje, jakožto i snahy vytvářet
v oblasti železniční dopravy intramodální dopravní trh,
komplikují vytvoření souladu investic do dráhy a do
vozidel. Tuto situaci nelze pasivně přijímat, je potřebné ji
řešit s cílem naplno využit potenciál do železniční
dopravní cesty investovaného kapitálu.
Po vzoru regionálních operačních programů, které
dospěly k potřebě integrovaných teritoriálních investic
(ITI), je velmi správné soustřeďovat i na železnici
investice do tratí a vozidel tak, aby došlo k nárůstu
70
výsledné kvality. Přitom jde nejen plnohodnotné o využití
potenciálu moderní železnice, ale i o zajištění
ekonomických efektů k návratnosti investice do
modernizované tratě.
Jedním ze základních požadavků na vozidla je jejich
fungování v železničním systému let 2015 až 2045.
V systému, který má zásadním způsobem rozvinout
mobilitu společnosti s cílem využít celou plochu státu
k rodinným, podnikatelským i společenským aktivitám a
přitom být šetrný ke zdrojům energie i k životnímu
prostředí.
Všeobecně je prioritou rozvoj elektrické vozby. A
to jak budováním nových elektrifikovaných tratí (týká se
zejména sítě vysokorychlostních železnic), tak i
elektrifikací dalších tratí (prakticky výhradně již jen
jednotným systémem 25 kV) a vyšším využíváním dosud
elektrifikovaných tratí (zvyšování výkonnosti pevných
trakčních zařízení včetně postupné konverze systému 3 kV
na 25 kV). Z toho pak vyplývá orientace na trakční
vozidla se střídavým napájením (v přechodném období
vícesystémová i se stejnosměrným napájením). Zejména
v regionální dopravě najdou uplatnění vozidla se
zásobníky energie (na bázi lithiových akumulátorů),
nabíjenými z trakčního vedení elektrizovaných tratí
(BEMU).
V oblasti nákladní dopravy je dlouhodobým
jednoznačným trendem orientace na vysocevýkonné
interoperabilní lokomotivy. Oba zmíněné přívlastky mají
charakter nutnosti:
• zvýšení měrného trakčního výkonu nákladních vlaků
z tradičních hodnot kolem 1 kW/t na cca 3 kW/t (tedy
růst výkonu elektrických lokomotiv z tradičních 2 až
3 MW na cca 6 MW) je nutnou podmínkou provozu
nákladních vlaků na dopravně silně zatížených
hlavních tratích (řazení tras nákladních vlaků
v souběhu s trasami rychlíků),
• prodloužení vozebních ramen nákladních vlaků přes
hranice je nutností pro docílení konkurenceschopnosti
se silniční dopravou jak kvalitativně (atraktivní
nabídka přeprav), tak i ekonomicky (pokles nákladů
vyšší produktivitou lokomotiv, strojvedoucích i vozů).
Cíl EU převést nákladní dopravu na vzdálenost nad
300 km ze silnic na železnice je reálně splnitelný, jen je
potřebné nabídnout přepravcům náležitou kvalitu a
kvantitu. Rostoucí obliba kombinované dopravy (přeprava
kontejnerů po železnice setrvale narůstá) dokládá, že
přepravci reagují na atraktivní a cenově dostupnou
nabídku železnice pozitivně.
Podobná situace je v oblasti dálkové osobní
železniční dopravy. V odezvě na modernizaci tratí směrem
k vyšším rychlostem, jakožto i s nástupem nových vozidel
schopných tyto rychlosti využívat, dochází k postupnému
přechodu cestujících z automobilů a autobusů na železnici.
Ke stimulaci tohoto trendu je potřebné vybudovat
odpovídající park nových vozidel, splňující následující
atributy:
• schopnost využívat nejen rychlost 160 km/h, ale
alespoň 200 až 230 km/h, neboť v průběhu jejich
exploatace v létech 2015 až 2045 bude na některých
úsecích modernizovaných konvenčních tratí rychlost
200 km/h a budou již též k dispozici i tratě
vysokorychlostní,
• musí jít o otevřené systémy schopné průběžného
zvyšování přepravní kapacity, neboť potenciál přesunu
cestujících ze silnic a dálnic na železnice je velmi silný,
• vedle bezpečnosti, spolehlivosti a rychlosti je velmi
důležitou vlastností cestovní pohodlí. V této kategorii
není pro železniční vozidla snadné soutěžit s osobními
automobily, které jsou v osobní vlastnictví (je o ně
vzorně pečováno), a které jsou kontinuálně a s krátkou
periodou obměňovány za novější (mají jen poměrně
malý odstup za stavem techniky) a včas dožívají (jejich
životnost prodlužovat modernizacemi). Železniční
vozidla musí cestujícím poskytnout příjemné cestovní
prostředí. Za tímto pojmem se skrývá celá řada dílčích
vlastností a služeb (perfektní chodové vlastnosti, ticho,
čisto, příjemná teplota a vlhkost vzduchu, absence
tlakových rázů, individuální ovládání osvětlení,
ohleduplný akustický informační systém, vnitřní
bezbariérovost, catering…),
V podmínkách zemí, které jsou dosud bez
vysokorychlostních tratí, tedy bez požadavku na vozidla
pro rychlosti kolem 300 km/h, postačí pro EC/IC vlaky
vozidla pro rychlost kolem 200 km/h. Těmi jsou optimálně
lokomotivami
dopravované
(tažené
či sunuté)
netrakční jednotky. Spojují v sobě výhody:
• ucelených jednotek (vytvářejí přepravní produkt
vyrovnané kvality – jednotnost stylu, vnitřní
průchodnost, záruka úrovně pohodlí i služeb),
• lokomotivami dopravovaných vlaků (možnost
postupného zvyšování kapacity přidáváním vozů
uvnitř, možnost víkendového zvyšování kapacity
přidáváním vozů vně, možnost navzájem rozdělené
údržby trakční netrakční části, vzdálení cestujících od
zdrojů hluku a vibrací).
Proto jsou lokomotivami dopravované netrakční
jednotky optimálními vozidly pro vozu EC/IC vlaků na
modernizovaných tratích konvenčních železnic.
V oblasti příměstské regionální dopravy se hlavním
tématem stává koexistence tohoto segmentu vlakové
dopravy na nejzatíženějších úsecích magistrálních tratí
spolu s vlaky dálkové dopravy osob i zboží. Příměstské
zastávkové vlaky představují svojí cestovní rychlostí
nejpomalejší segment vlakové dopravy. Pokud nemají své
koleje, působí při tvorbě jízdního řádu rušivě. Racionální
proto je urychlit osobní zastávkové vlaky tak, aby jejich
cestovní rychlost vzrostla, což je i přínosem i pro ně
samotné (zejména v superpozici s uvažováním časových
ztrát při čekání na předjíždění). Nástrojem k tomu je
orientace na trakční jednotky s velkým podílem
poháněných (a tedy i elektrodynamicky rekuperačně
brzděných) dvojkolí, vnější bezbariérovost a rychlé
otevírání a zavírání dveří tak, aby mohly být pobyty na
zastávkách co nejkratší.
Na společných kolejích s dálkovými vlaky již nelze
z důvodu limitů na straně kapacity železniční dopravní
cesty přepravní nabídku osobních zastávkových vlaků dále
zvyšovat zkracováním intervalu mezi vlaky. Proto je
trendem snaha o co největší přepravní kapacitu vlaku ve
vztahu k délce nástupiště, optimálně dosažitelná
71
kombinací
jednopodlažních
trakčních
vozů
s elektrickou výzbrojí na střeše a dvoupodlažních
netrakčních vozů.
Stojí za povšimnutí, že výhradní orientací segmentu
dopravy osobních zastávkových vlaků na trakční jednotky
dochází k narušení mnohaleté tradice kaskádového
propadávání vozidel ze služby v dálkové dopravě do
služby v místní dopravě. Důsledné řešení vozidel pro
přepravu osob buď s preferencí pohodlného cestování
(dálkové vlaky), nebo s preferencí rychlého nástupu a
výstupu (zastávkové vlaky), znemožňuje dosud tradiční
přesun starších vozidel z rychlíků na osobní zastávkové
vlaky. Kaskádový přechod vozidel z vlaků vyšší kategorie
je však velmi racionálním řešením. Jedno dodané vozidlo
zvýší kvalitu cestování dvakrát – v místě své aplikace i
v místě nové aplikace jím nahrazeného vozidla. Proto je
rozumné kaskádový přesun vozidel s výhodou praktikovat
mezi EC/IC a R segmenty. To znamená prioritně
pořizovat nová vozidla pro EC/IC vlaky, a pro R vlaky
využívat zánovní vozidla uvolněná z EC/IC vlaků.
Závěr
Po mnoha letech útlumu dochází na železnici (u
přeprav, kde je použití železnice přínosem) k nárůstu
přepravní poptávky. Tomuto trendu je potřebné porozumět
a vycházet mu vstříc.
72
ZKOUŠKY ŽELEZNIČNÍCH BRZDOVÝCH DISKŮ NA BRZDOVÉM STAVU
Abstrakt. Železniční brzdové disky jsou používány v železničním provozu při různých maximálních výchozích
rychlostech a pro brzdění při různých zátěžových poměrech od hmotnosti vozidel. Protože v podstatě neexistují
jednotné UIC anebo EN normy pro životnostní zkoušky všech prototypů železničních brzdových disků, jsou využívány
pro jednotlivé typy disků zkušební programy vypracované experty jednotlivých uživatelských železnic. Cílem
předloženého příspěvku je ilustrovat a analyzovat výsledky zkoušek jednotlivých disků při použití různých
životnostních zkušebních programů při zkouškách na brzdovém stavu UIC umístěném na Katedre dopravnej a
manipulačnej techniky, Strojníckej fakulty, Žilinskej univerzity v Žiline.
Kľúčové slová: brzdové disky, konstrukce brzdových disků, provozní podmínky kotoučové brzdy, zkoušky životnosti
disků.
BRAKE BENCH TESTING OF RAILWAY BRAKE DISCS
Abstract. The railways brake discs are used in railway performance during various initial velocities and during various
load circumstances from vehicle masses. Because essentially do not exist unified UIC or EN norms for durability tests
of railway brake discs prototypes, there are used for individual brake discs testing programs elaborated by expert of
individual railway. The aim of submited contribution is illustration and analysis of individual discs results by using
various durability test programs during testing by means of UIC braking bench placed on Department of transport and
handling engineering, Faculty of mechanical engineering, Žilina University in Žilina.
Keywords: brake discs, design of brake discs, operational conditions of disc brake, durability tests of discs.
Rudolf Řezníček1
Katedra dopravnej a manipulačnej techniky, Strojnícka fakulta, Žilinská univerzita v Žiline, Univerzitná 1, 010 26
ŽILINA, Slovensko. Tel.: (++421 41) 513-2650, Tel./fax: (++421 41) 544 40, e-mail: [email protected]
1
Daniel Kalinčák 2
Katedra dopravnej a manipulačnej techniky, Strojnícka fakulta, Žilinská univerzita v Žiline, Univerzitná 1, 010 26
ŽILINA, Slovensko. Tel.: (++421 41) 513-2650, e-mail: [email protected]
2
Úvod
1. Popis konstrukcí disků kotoučové brzdy
Brzdová výstroj železničních osobních vozů je už
dnes vybavena převážne mechanickou třecí kotoučovou
respektive elektromagnetickou brzdou. Výjimkou jsou
některé osobní vozy vybavené kromě kotoučové brzdy
také přídavnou jednostrannou špalíkovou brzdou.
Kotoučová brzda se začíná ve velkém rozsahu používat i u
některých typů nákladních vozů. U běžných podvozků se
používají převážně umístění brzdových kotoučů na
nápravě, u hnacích podvozků převážně umístění
brzdových kotoučů v kolech. Železniční brzdové disky
jsou používány v železničním provozu při různých
maximálních výchozích rychlostech a pro brzdění při
různých zátěžových poměrech od hmotnosti vozidel.
Protože v podstatě neexistují jednotné UIC anebo EN
normy pro zkoušky všech prototypů železničních
brzdových disků, jsou využívány pro jednotlivé typy disků
zkušební programy vypracované experty jednotlivých
uživatelských železnic.
Cílem předloženého příspěvku je ilustrovat a
analyzovat výsledky zkoušek jednotlivých disků při
použití různých zkušebních programů při zkouškách na
brzdovém stavu UIC umístěném na Katedre dopravnej a
manipulačnej techniky, Strojníckej fakulty, Žilinskej
univerzity v Žiline.
Brzdové nápravové disky starší klasické konstrukce
byly vybavené radiálními chladicími žebrami. Toto
konstrukční provedení se však vyznačovalo při použití u
vysokých rychlostí především nad 200 km/h značnými
ventilačními ztrátami, které způsobují zpomalovací
brzdový efekt při jízdě vlaku. Příčinou je vznik
intenzivního laminárního proudění chladícího vzduchu
především při vysokých rychlostech vozu. Nové
konstrukční typy brzdových disků s optmalizovaných
chlazením používají chladících segmentů spojujících cikcak dva třecí disky kotoučové brzdy. Přínosem je vznik
turbulentního účinějšího chlazení disků kotoučové brzdy s
menšími ventilačními ztrátami (viz Obr. 1). Dalším
přínosem oproti radiálnímu chlazení je snížení tepelných
můstků od radiálních chladicích žeber. Radiální trhliny na
povrchu třecích ploch disků začínali nejdříve na místech
třecí plochy kde byl okraj chladicího radiálního žebra.
73
Optimalised ventilation
Radial ventilation
2.5
2
1.5
1
0.5
0
0
25
50
75
100
125
150
175
200
225
250
Speed [km/h]
Obr. 1. Porovnání ventilačních ztrát nápravových brzdových
kotoučů
Z důvodu ekonomického při výměně opotřebovaných
nápravových disků a disků v kolech se rozšířilo používání
dělených disků. V tomto případě není nutné slisovávat
kola z náprav v případě výměny opotřebených disků.
Co se týče materiálů používaných na výrobu disků
nápravových kotoučových brzd, nejpoužívanějším
materiálem pro disky nápravových kotoučových brzd do
rychlosti cca 200 km/h je klasická šedá litina při použití
organických brzdových obložení. Šedá litina se vyznačuje
dobrou tepelnou vodivostí a výhodnou ekonomickou
výrobou. Při použití kotoučové brzdy u rychlostí cca
vyšších jako je 200 - 250 km/h spolu s organickým
brzdovým obložením jsou disky vyrobené z tvárné litiny,
která má oproti šedé litině vyšší pevnost. U rychlostí vozů
nad 250 km/h je doménou užívání ocelových disků a
sintrového kovokeramického brzdového obložení na bázi
mědi.
Kotoučové disky celistvé bez chladících žeber se
používají spolu se sintrovými obloženími ve velkém
rozsahu u SNCF TGV souprav. Velikosti průměrů disků u
nápravových kotoučových brzd jsou určeny v normách
UIC 541-3 a STN EN 14535-1 na 590; 610 a 640 mm.
Podobné rozdělení materiálů disků a brzdových
obložení vzhledem k maximální rychlosti vozů je
používáno u disků kotoučových brzd v kolech. Zde však
velikosti průměrů disků jsou velice různě odstupňované od
550 mm až do 1085 mm průměru disků pro lokomotivy.
Základní parametry disků nápravových a kolových
kotoučových brzd a klasifikace těchto disků z hlediska
použití a zkoušení je uvedeno v (UIC 541-3, STN EN
14535-1+A1 a STN EN 14535-2)
2. Zkoušky diskové kotoučové brzdy na brzdovém
stavu
Jak už bylo uvedeno v úvodu, neexistují jednotné
vyhlášky UIC anebo EN normy především pro životnostní
zkoušky všech prototypů železničních brzdových disků,
proto jsou používány pro jednotlivé typy disků zkušební
250
225
200
Mean temperature [oC]
Ventilation losses [kW]
3
programy vypracované většinou organizacemi externími
spolu s jednotlivými uživatelskými železnicemi.
Základními sledovanými hodnotami při těchto zkouškách
je opotřebení třecích povrchů disků, náchylnost na vznik
tepelných a únavových trhlin, velikost schopnosti
tepelného rozptylu při brzděních a velikost ventilačních
ztrát. V dalším textu uvedeme některé základní zkoušky
disků kotoučové brzdy.
Zkoušky opotřebení disků jsou různými
železničními dráhami definovány podle daných
provozních podmínek regiónů a představují značně časově
náročné zkoušky s velkým počtem brzdění do zastavení a
na spádech. Vyhodnocuje se úbytek tloušťky disků
v oblastech třecích ploch.
Zkoušky simulující provozní podmínky kotoučové
brzdy, tj. rozjezdy, jízdy a brzdění s následným stáním
ve stanicích na nejvíce exponovaných úsecích, především
předměstských tratí. Sleduje se schopnost tepelné
absorpce a rozptylu tepla diskové brzdy a hodnoty třecích
vlastností při extrémních brzděních a teplotách. Na Obr. 2
a Obr. 3 jsou uvedeny příklady průběhů teploty brzdového
disku v kole a třecí brzdné síly během provozu vlakové
soupravy x-Wagen mezi stanicemi Hagen a
Mönchengladbach simulovaného na brzdovém stavu UIC
na Žilinské Univerzitě v Žilině, (Řezníček 2007). Během
této simulace byly dodrženy průběhy reálných rozjezdů,
jízd, brzdění a stání v jednotlivých 45 stanicích podle
daného reálného grafikonu.
175
150
125
100
75
50
25
0
250
0
500 750 1000 1250 1500 1750 2000 2250 2500 2750 3000 3250 3500 3750 4000 4250 4500 4750 5000 5250 5500 5750 6000 6250 6500 6750 7000
Time [s]
Obr. 2. Průběhy teplot brzdového disku mezi stanicemi
Hagen a Mönchengladbach
6000
5000
Tangential friction force Ft [N]
3.5
4000
3000
2000
1000
0
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60 65 70 75 80
Velocity [km/h]
85
90
95
100 105 110 115 120 125 130 135 140
Obr. 3. Průběhy brzdné třecí síly brzdového disku
mezi stanicemi Mönchengladbach a Hagen
Zkoušky životnosti disků kotoučové brzdy na
brzdovém stavu, jsou prováděny hlavně podle metodik
vypracovaných v zkušebním středisku DB Minden.
74
350
325
300
275
250
Temperature [oC]
Program DB Minden ABCD složený ze čtyř podprogramů
byl používaný pro nápravové brzdové disky většinou o
průměru 610x110 mm ze šedé litiny a organické
kompozitní brzdové obložení. Na Obr. 4 je uveden průběh
teplot takovéhoto disku 610x110 (zde bylo navíc
simulované maximální opotřebení disku na tloušťku 92
mm osoustružením) při provozu mezi 24 stanicemi
(Řezníček 2006).
225
200
175
150
125
100
75
50
25
400
0
0
375
Program DB Minden A
Disk 610x110 ( 610x92), GG
325
500
750 1000 1250 1500 1750 2000 2250 2500 2750 3000 3250 3500 3750 4000 4250 4500 4750 5000 5250 5500 5750 6000 6250 6500
Obr. 5. Průběhy teplot brzdového disku bloku 16
brzdění programu DB Minden 175
300
Střední teplota [oC]
250
Time [s]
350
275
250
Životnostní zkoušky disků jsou vyhodnocovány
především z hlediska vzniku a šíření tepelných únavových
225
200
175
150
125
100
75
50
25
0
0
200
400
600
800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000 3200 3400 3600
Čas [s]
Obr. 4. Průběhy teplot brzdového disku provozu mezi
24 stanicemi programu DB Minden ABCD
Program A simuluje vybraný předměstský provoz
mezi 24 reálných předměstských stanicích s intenzivními
brzděními a krátkými jízdami mezi stanicemi. Při simulaci
takovýchto intenzivních režimů provozu postupně nastává
po jednotlivých brzděních, jízdách a stáních v stanicích
vyrovnávání zvýšené teploty po tloušťce třecích disků a
dochází tak k pozitivnímu snížení tepelného gradientu
v blízkosti třecího povrchu. Tím je snížená náchylnost
k tvorbě a k šíření povrchových radiálních trhlin na třecích
plochách disků. Dále obsahoval zkušební program DB
MINDEN ABCD podprogramy B, C a D s intenzivními
bloky brzdění do zastavení a na spádech.
Aby se zkrátila doba zkoušení z hlediska iniciace a
šíření radiálních únavových tepelných trhlin na třecích
površích brzdových disků je v současnosti používán
Program DB Minden 175 s těmito parametry brždění:
hmotnost vozu na disk
10 t,
počáteční rychlost brzdění
170 km/h,
konečná rychlost brzdění a chladící rychlost 85 km/h,
zpomalení
1,0 m/s2,
maximální výchozí teplota brzdění
100 °C,
obložení
4x200 cm2,
počet brzdění
175.
Během tohoto programu jsou disky šokově tepelně
namáhány intenzivními brzděními disků po ochlazení
dlouhým intervalem jízdy při použití agresivních brzdných
obložení, případně při použití obložení následně
používaných v skutečném provozu. Nastává zde potom
vznik vysokých tepelných gradientů v povrchových
vrstvách disků z důvodu relativně chladnějších
podpovrchových vrstev materiálu disku.
Na Obr. 5 je uveden průběh střední teploty ze 6
termočlánků brzdového disku během bloku brzdění podle
tohoto programu (Řezníček 2015).
Na Obr. 6 je uveden pro ilustraci příklad kontroly
trhlin třecí plochy disku polévací penetrační metodou.
Obr. 6. Hodnocení trhlin třecího povrchu brzdového
disku polévací penetrační metodou
trhlin na třecích površích brzdového disku. Nejsou však
přesněji definovány mezní velikosti a hloubky těchto trhlin
pro železniční provoz po těchto zkouškách v normách a
předpisech. Východiskem je pouze kvalitativní
porovnávání nových konstrukcí disků a disků osvědčených
v provozu při těchto životnostních zkouškách.
3. Závěr
Zkoušky disků železniční kotoučové brzdy na
brzdových stavech umožňují simulovat provozní tepelné a
abrasivní namáhání disků a předejít tak nadměrným
opotřebením a náhlým lomům disků v provozu. Tyto
zkoušky jsou doplňovány zkouškami měření ventilačních
ztrát navržených konstrukcí chladicích prvků disků. I když
u moderních vlakových souprav je používána
elektrodynamická brzda při brzdění z vyšších rychlostí,
třecí brzda je ověřována v rámci maximálních brzdových
režimů železničního provozu.
V současné době začíná rozmach používání
kotoučových brzd u některých typů nákladních vozů a tím
odstranění tepelného a abrazivního namáhání železničních
kol. Zde by bylo potřebné vypracovat a ověřit speciální
zkušební programy pro podmínky provozu hlavně z
hlediska tepelného namáhání těchto brzdových disků.
75
Literatura
Zborníky:
Řezníček, R.: Zkoušky obložení FRENDO 2150, 200 cm2 s
kotoučovou brzdou KOVIS 610x110 mm podle programu
DB MINDEN ABCD. Správa PČ P-102-0034/06, Červen
2006.
Řezníček, R.: Test of KOVIS brake disc in wheel with BECORIT
B36 pads according railway performance schedulew.
Správa PČ P-102-0048a/07, October 2007.
Řezníček, R.: Testing of KOVIS disc 640x110, CI according to
program STADLER. Správa PČ S-102-0026/15, May
2015.
UIC 541-3 Brakes-Disc brakes and their application-General
conditions for the approval of brake pads. 7th edition,
October 2010.
STN EN 14535-1+A1 STN 28 4011 Železnice. Brzdové kotúče
pre železničné vozidlá. Časť 1: Brzdové kotúče nalisované
alebo natiahnuté za tepla na nápravu alebo hnací hriadeľ,
rozmery a požiadavky na kvalitu (Konsolidovaný text).
Vydaná 1. 11. 2011. Bratislava: SÚTN, 2011.
STN EN 14535-2 STN 28 4011 Železnice. Brzdové kotúče pre
železničné vozidlá. Časť 2: Brzdové kotúče namontované
na koleso, rozmery a požiadavky na kvalitu Vydaná 1. 12.
2011. Bratislava: SÚTN, 2011.
76
SIMULATION OF WHEEL–RAIL CONTACT CONDITIONS ON EXPERIMENTAL
EQUIPMENT
Abstract. The paper is focused on equipment used in experimental research in the field of rail vehicles. Such equipment
often replace the wheel or the rail (or both) with substitutive bodies, e.g. discs of different dimensions and profiles. The
main aim of this study is to present an analysis of contact conditions of such bodies with the purpose to reduce (or at
least identify) the differences from the conditions of actual railway operation. Firstly, an overview of properties of
experimental equipment is given, together with theoretical basis of the most important differences with the use of
Hertzian contact for comparison. This is followed by analysis of three selected situations encountered in research work
of the author; these include substitution of straight rail with a roller (rotating rail), influence of pressure between
contacting bodies upon coefficient of friction and the problem of inducing full sliding with respect to the torque of the
driving motors. In conclusion, it is stated that selected quantities may be kept at the values typical for real operation,
but not all of them at the same time. It appears particularly suitable to maintain the correct value of pressure (normal
stress) in the contact area because of material loading, frictional conditions as well as slope of adhesion characteristics.
Keywords: Adhesion, friction, rotating rail, test equipment, wheel–rail contact
Petr Voltr1
1
University of Pardubice, Jan Perner Transport Faculty, Educational and Research Centre in Transport,
Studentská 95, 532 10 Pardubice, Czech Republic; phone +420 466 038 520; e-mail [email protected]
Introduction
Railway research has made a significant progress
since the origins of this mode of transport, and has
provided detailed theories of physical phenomena
important for motion of railway vehicles. Relevant
calculations and predictions may be made on the basis of
these theories, particularly now that high-performance
computational equipment is available. Nothing of that,
however, reduces the importance of technical experiment
which is still an inseparable part of solution of current
problems not only in rail vehicles.
This paper is focused on equipment for experimental
work connected with wheel–rail contact mechanics.
According to the relationship of the experimental device to
real operation, four cases may be distinguished (see Fig.
1):
1) real vehicle, real track: in this case, experiments are
performed with a real vehicle in operation or on a test
track;
2) real vehicle, track substituted: this is a quite
demanding possibility of testing whole vehicles on
large roller rigs where each wheel is supported by
a roller (rotating rail);
3) real track, vehicle substituted: various small
vehicles, rollers, tribometers pushed by hand or borne
by other vehicles on railway tracks;
4) vehicle and track substituted: this includes a great
variety of test rigs of different mechanical structure
and scale.
If any object is substituted with a model, the
experimental device is equipped:
•
•
instead of the vehicle: by a part of the running gear –
bogie, wheelset, assembly of the wheel with primary
suspension or, which is common, a wheel alone;
instead of the track: by a roller (rotating rail) for each
wheel; or a straight rail segment which makes repeated
linear movments.
Fig. 1 Illustration to the possibilities of experimental equipment
in the field of rail vehicles
Overview of selected designs and examples of
experimental devices all over the world, together with
some theoretical considerations, may be found e.g. in
(Jaschinski 1999), (Iwnicki 2006), (Kalivoda 2014). For
Czech and Slovak research institutes, we may mention the
roller rig of the CTU in Prague (Kalivoda 2011), Rail
Wheel Test Stand of the University of Pardubice (Culek
2015) and the RAILBCOT machine of the University of
Žilina (Gerlici 2014).
77
Fig. 2 A sketch to the contact of wheel with a (rotating)
rail
Design of roller rigs might be the subject of extensive
studies, as well as the issues of model similitude, see e.g.
(Čáp 1997); investigation of running behaviour on roller
rigs was dealt with in (Kalivoda 2013). The focus of the
present paper is, however, aimed directly at the contact of
wheel and rail or the bodies which represent them in the
experimental device. The use of substitutive bodies brings
about a change of contact conditions. Careful examination
of these, based on rolling contact theory – see e.g. (Kalker
1990), (Polách 2005) – helps to answer essential questions
such as:
•
what is the nature and extent of the effect of
differences between the experimental device and
real operation?
•
what design or setup of the experimental device
might minimize the effect of the differences?
1. Differences of experimental equipment from real
operation
1.1. Source of the differences
Observing the parameters which have influence on
wheel–rail contact conditions (illustrated in Fig. 2), the
following appear to act as main factors:
1) Geometry of the bodies in contact; we may
furthermore distinguish:
a) longitudinal geometry, consisting in the
diameter of the wheels: the experimental device
is often down-sized to reduce space and material
requirements – this significantly reduces
expenses particularly if frequent replacement of
test specimens (discs, segments) is necessary;
b) lateral geometry: the wheel and rail profiles
may be identical to real operation but do not
have to, esp. again in small-scale devices.
2) Contact forces including the normal force N,
longitudinal force Tx and lateral force Ty. To reduce
demands on construction and operation of the
experimental equipment, loading forces may be lower
than in railway operation.
3) Mobility, by which we mean ranges of rolling
velocity and of lateral and longitudinal creep
velocities. For instance, if no lateral movement or
angle of attack is possible, lateral creepage may not be
induced.
4) Frictional conditions, which means possibility of
creating various conditions of surfaces in contact
(roughness, supply of contaminants) and control of
environmental properties which affect them
(humidity, temperature).
1.2. Effects of the differences
The factors listed above include contact geometry and
compressing force, hence differences in size and shape of
the contact area will generally be present at the
experimental device. For the purposes of comparison, the
Hertz theory will be used here, to which a brief explanation
is given e.g. in (Iwnicki 2006) and (Čáp 1999). In Hertzian
contact, the length of contact ellipse semiaxes is
a, b  const.  3 N /  

const.  3 N / 1x  1 y   2 x   2 y

(1)
i.e. length of the semiaxes is proportional to cubic root of
the ratio of normal force N to combined curvature ρ which
is the sum of principal curvatures of both bodies in both
directions. This shows that suitable choice of curvatures of
the substitutive bodies may theoretically provide the
required contact area size even for different (lower)
contact force.
Similarly, the ratio of the semiaxes might be
preserved, too, as
78
(2)
Furthermore, the formula for maximum Hertzian
pressure pmax may be considered, and rewritten in the form
pmax  const.  f a / b 3 N   2 ,
(3)
which is different from (1). Therefore, if limited
compressive force is available for the experimental device,
choice of curvatures may still allow maintaining true
contact size or contact pressure but not both at the same
time. Preservation of contact pressure typical for real
operation may be, without doubt, regarded as more
important since it is a measure of loading to which the
material is subjected – and whose high value is typical for
the wheel–rail contact. The experimental device may then
provide the same contact pressure as in real operation,
however on smaller area.
The quantities a, b and pmax also appear in formulae
related to calculation of tangential forces. Specifically, the
initial slope of adhesion characteristic μ = f(s) is
d
ds
 const. 
s 0
Cij
pmax
1,8
a
b
1,6
pmax
cx
1,4
cy
1,2
1
0,8
0,6
0,4
,
(4)
where Cij is Kalker’s coefficient for the given creepage
direction (C11 longitudinally, C22 laterally). The value of
the coefficient depends on the a/b ratio – see e.g. (Iwnicki
2006), (Kalker 1990) – but the sensitivity is not very high.
Therefore the contact size is not of primary importance
here but contact pressure has got a major influence. For
devices with low compressive force, higher slope of
adhesion characteristic may be expected; its peak moves to
lower values of relative creepage.
The contact conditions are also constituted by other
factors whose theoretical description is not so trivial,
namely the phenomenon of friction and the effect of the
state of contacting surfaces (rougness, third-body layer).
This also changes the conditions of transmission of forces
described by the adhesion characteristic.
As a result, at any rate, the adhesion characteristic
changes. The following sections describe selected analyses
of observed effects which we encountered when dealing
with tasks of applied research.
2. Analysis of selected cases
2.1. Substitution of a linear rail with a roller
0,2
0
0
400
600
800
radius of the roller [mm]
1000
1200
a
b
1,6
N
cx
1,4
cy
1,2
1
0,8
0,6
0,4
0,2
0
0
The substitution of a straight rail with a roller
(rotating rail) constitutes change of contact geometry in the
longitudinal direction. The change is more significant for
smaller roller radius. The top plot in Fig. 3 shows
quantitative representation of this effect for a wheel with
920 mm diameter, –450 mm (concave) lateral radius, and
a rail/roller with 300 mm lateral radius. This contact
200
1,8
relative value
c
geometry is close to conditions of the S1002/60E1 1:40
contact in centered position, which is actually nonHertzian, but Hertz theory is used here for comparability.
The material parameters are E = 210 GPa, ν = 0.3, normal
force is constant 100 kN. The vertical axis shows the
length of the semiaxes a, b, maximum Hertzian pressure
pmax and initial slopes of longitudinal and lateral adhesion
characteristics cx, cy in relative values with respect to these
valid for a linear rail.
relative value
      2 x 
a
.
 f  x   f  1x
  y   1 y   2 y 
b
  

200
400
600
800
radius of the roller [mm]
1000
1200
Fig.3 Influence of the roller radius on size of the contact ellipse,
contact loading and slopes of adhesion characteristics – top: for
N = const; bottom: for pmax = const.
It is seen that, by influence of the roller curvature, the
contact area becomes shorter, somewhat wider, and
79
contact pressure increases (by ca. 25 % for 600 mm roller
radius). At the same time, initial slope of adhesion
characteristics decreases, as explained by theory in the
section 1.2. Better agreement with the conditions of
straight rail may be reached by increasing the dimensions
of the roller; however for radius above ca. 0.6 m,
a practical advantage, consisting in the possibility of
manufacturing the roller by turning a railway wheel, is
lost.
Seeing that the usage of a roller leads to increase in
pressure, one might consider decreasing the normal force.
The bottom plot in Fig. 3 shows the situation where normal
force is adjusted to get constant Hertzian pressure. This has
a negative influence on preserving the contact ellipse size
(the contact area especially becomes shorter), however
slope of the adhesion characteristics is much closer to that
for straight rail. If, for instance, a roller of 600 mm
diameter is pressed towards the real wheel by a force of 60
kN, similar material loading and similar slope of adhesion
characteristic is attained as for real vehicle on linear rail
with 100 kN wheel force. This is advantageous also with
respect to forces acting on the components of the
experimental equipment.
2.2. Influence of normal force on coefficient of friction
Coefficient of friction (COF) in wheel–rail
interaction models is often considered constant, or
exponentially decreasing in dependence on creep velocity
(Polách 2005). Dependence of COF on normal force is not
included in the theories. Actually, its absence is assumed
– this is why coefficient of friction is a coefficient,
a constant value by which the normal force is multiplied.
Experiments however show that some influence of normal
force or pressure on COF (or available adhesion
coefficient) does exist.
This trend is shown e.g. in the standard EN 14363 in
Fig. 4. This plot is based on lateral adhesion characteristics
measured at a test rig in Minden in the 1960s (see also
leaflet UIC 510-2). The highest adhesion characteristic
belongs to the lowest normal force. In order to get more
information about this effect, a study of results of adhesion
measurements published in 16 different sources was made,
and included in a research report (Voltr 2013) to the
project „Technology for measurement of force effects in
the wheel–rail contact“. Conclusions of the study are
briefly described here.
The studied publications generally indicated that
some dependence of COF on loading was recorded (even
if it was not the purpose of the work to find it). In order to
make a summary, a plot in Fig. 4 was compiled. It is given
without the key here; each line or cluster of points stands
for one publication or set of measurements. It should be
noted that the plot contains results of many experiments
under various conditions and that it is inaccurate, e.g.
makes no distinction between coefficient of friction and
maximum coefficient of adhesion. It is rather intended to
give a complex information about explored regions and
recorded trends in pressure–friction dependence.
0,7
coefficient of adhesion/friction [1]
0,6
0,5
0,4
0,3
0,2
0,1
0
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
1800
2000
maximum
Hertzian
pressure
[MPa]
Fig. 4 Trends of dependence of adhesion/friction coefficient on pressure in the contact area from experimental results
published in literature
80
At a glance, most lines confirm the abovementioned
decreasing trend. Taking account of the experimental
conditions documented in the published sources, we
conclude that:
• for dry conditions, COF generally slightly decreases
with increasing pressure,
• for contamination by oil, by contrast, it increases,
• for wet surfaces, it is something in between, and
• if HPF modifier is used, the results are similar for
dry surfaces.
If one takes the liberty of quantifying such
inhomogeneous and inaccurate data, the following
indicator may be used to that end:

df
f

,
dpmax pmax
(5)
which is a slope of linearized dependence of COF f on
maximum Hertzian pressure pmax in the contact. Calculated
values of φ seldom exceed, in absolute value, the amount
of 2.0 ⋅ 1010 Pa–1. This value indicates that, for instance,
when contact pressure changes by 100 MPa, the coefficient
of friction changes by 0.02. Direction of the change is
indicated by the list above.
The conclusion is that one cannot reject existence
of the coefficient of friction on contact pressure. If an
experimental device maintains unreduced level of contact
pressure between the bodies representing wheel and rail,
this influence is eliminated.
2.3. Possibility of inducing full sliding
We occasionally encounter questions like „How
many percent slip can this machine do?“ or „What slip
should be set to represent real operation?“ In answer to
this, it must be noted that slip (creepage) is the primary
controlled and limiting quantity for devices, where slip is
determined by
•
•
angle of attack (devices utilizing the principle of
lateral slip), or
gearing of the machine (Amsler-type devices),
but otherwise the operating mode is principally limited by
the tangential force that can be attained by the driving
system (Tmax, corresponding motor torque Mmax). The same
is limiting for a locomotive in operation. We may define
the index
u
Tmax
M max

,
f  N rk  f  N
(6)
where rk is the wheel radius, f is coefficient of friction. If
u > 1, full sliding can be achieved, thus any value of slip
may occur. Otherwise the experimental device is limited
to the microslip region, i.e. no more than several per cent
slip will be induced. Operational measures to remove this
limitation include lubrication of the contact (reducing f)
and decreasing the normal force (reducing N, i.e. also the
contact pressure). The requirements on slip, force loading
and range of frictional conditions are, in this respect,
opposing.
Conclusions
1. By suitable choice of parameters of experimental
equipment which substitutes wheel and/or rail by
different bodies, one might maintain contact conditions
comparable to those of real operation but not all at the
same time.
2. It appears particularly suitable to set the conditions in
such way that the experimental device produces the
same level of contact pressure as in operation, since
• pressure is the principal measure of material loading,
• pressure has a direct influence on the slope of the
adhesion characteristic (see section 1.2, 2.1),
• pressure can also influence the coefficient of friction
(section 2.2).
3. If the substitutive bodies of the experimental device are
of greater curvature than real wheel and rail, normal
force may be decreased. This effect is not related to
small-scale equipment only – it is noticeable also for
replacement of the linear rail with a roller at a full-scale
roller rig. The decreasing of the compressive force is
not only to reduce demands on the roller rig structure
but may be really recommended, based on the above
explanation.
Acknowledgment
The research was supported by the Technology Agency of the
Czech Republic, project no. TA02030776 „Technology for
measurement of force effects in the wheel–rail contact“.
References
Culek, B. et al. 2015 Rozvoj technické infrastruktury Dopravní
fakulty Jana Pernera, Univerzity Pardubice v oblasti
kolejové dopravy /Development of technical infrastructure
of the Jan Perner Transport Faculty, University of
Pardubice, in the field of rail transport/. In:
Vědeckotechnický sborník ČD, 39/2015.
Čáp, J. 1997 Možnosti podobnostní metody studia adheze
/Possibilities of the similitude method in the study of
adhesion/. In: Scientific Papers of the University of
Pardubice, Series B, 3 (1997), p. 105–112.
Čáp, J. 1999 Teoretický rozbor tečných a interaktivních sil ve
styku kolo–kolejnice /Theoretical analysis of tangential
and interactive forces in the wheel–rail contact/. In:
Scientific Papers of the University of Pardubice, Series B,
5 (1999), p. 29–47.
Gerlici, J. et al. 2014 Rail vehicles wheels and brake blocks wear
laboratory test stand utilization. In: Prace naukowe
Politechniki Warszawskiej, z. 101, 2014, p. 21–32.
Iwnicki, S. (ed.) 2006 Handbook of Railway Vehicle Dynamics.
1st edition. CRC/Taylor&Francis. ISBN 978-0849333217.
Jaschinski, A. et al. 1999 The Application of Roller Rigs to
Railway Vehicle Dynamics. In: Vehicle System Dynamics,
31 (1999), p. 345–392.
Kalivoda, J., Bauer, P. 2011 Railway bogie with active wheelset
guidance – computer simulations and roller rig tests. In:
81
Proceedings of the 22nd International Symposium on
Dynamics of Vehicles on Roads and Tracks, 14–19 August
2011, Manchester.
Kalivoda, J., Bauer, P. 2013 Experimentální výzkum jízdních
vlastností kolejových vozidel na kladkových stavech
/Experimental investigation of rail vehicle behaviour on
roller rigs/. In: Současné problémy v kolejových vozidlech
/Current Problems in Rail Vehicles/, 18.–20.9.2013 Česká
Třebová, Sborník příspěvků, p. 49–60.
Kalker, J. J. 1990 Three-Dimensional Elastic Bodies in Rolling
Contact. Kluwer Academic Publishers. ISBN 0-79230712-7.
Polách, O. 2005 Creep forces in simulations of traction vehicles
running on adhesion limit. In: Wear 258 (2005), p. 992–
1000.
Voltr, P. 2013 Teoretické řešení problematiky adhezních a
třecích poměrů v kontaktu kolo–kolejnice /Theoretical
solution of the problems of frictional conditions in the
wheel–rail contact/. Report no. 01/13 – DFJP, UPa. Project
TA02030776 „Technology for measurement of force
effects in the wheel–rail contact“. Pardubice: University of
Pardubice.
82
MOŽNOSTI PREPRAVY TOVARU DO RUSKEJ FEDERÁCIE PO ZAVEDENÍ
EKONOMICKÝCH SANKCIÍ MEDZI EU A RF
Abstrakt. Článok je zameraný posúdenie vplyvu ekonomických sankcií medzi Európskou úniou a Ruskou federáciou
na medzinárodnú prepravu. Na základe analýzy najviac prepravovaných komodít a existujúcich dopravných spojení je
cieľom tohto článku navrhnúť novú prepravnú trasu pre prepravu vybraného tovaru. V analytickej časti je analyzovaný
medzinárodný obchod Európskej únie a Ruskej Federácie v roku 2013 a 2014 a taktiež medzinárodná preprava medzi
týmito partnermi. V návrhovej časti je navrhnutá nová prepravná trasa pre prepravu tovaru zo Slovenskej republiky do
Ruskej federácie cez Bielorusko. Vyčíslená je cena za prepravu na základe vnútroštátnych taríf jednotlivých dopravcov.
V závere je tento návrh zhodnotený po ekonomickej stránke.
Kľúčové slová: medzinárodná preprava, medzinárodný obchod, ekonomické sankcie, prepravná trasa
POSSIBILITIES OF GOODS TRANSPORT TO THE RUSSIAN FEDERATION AFTER
IMPLEMENTATION OF ECONOMIC SANCTIONS BETWEEN THE EU AND THE RF
Abstract. This article focuses on assessing the impact of economic sanctions between the European Union and the
Russian Federation regarding international freight transport. The article’s objective is to propose a new transport route
for selected goods, based on analyses of the most frequently transported goods and existing transport links. The
analytical part contains an analysis of the European Union and the Russian Federation’s international trade in 2013 and
2014; and an analysis of international transport between these two partners. The last part of the article proposes a new
transport route for goods transport from the Slovak Republic to the Russian Federation through Belarus. Price of
transport is denominated on the basis of the national tariffs of the different carriers. In the final section of the article
the proposal is economically evaluated.
Keywords: international trade, international transport, economic sanctions, transport route
Veronika Gáborová1,
Univerzitná 8215/1, 010 26 Žilina, Slovenská republika
1
Pavol Kondek 2,
2
Region Project Service, s.r.o, 022 01 Čadca, Slovenská republika.
Úvod
Európska únia (EU) predstavuje pre Ruskú federáciu
(RF) strategického partnera, tak ako aj RF je pre EU
nenahraditeľným obchodným strategickým partnerom.
Z pohľadu RF má najväčší význam export nerastných
surovín, naopak od štátov EU sa v RF očakávajú najmä
nové technológie a investície. Obaja partneri sa vždy
snažili dobré vzťahy medzi sebou rozvíjať, no
v posledných rokoch došlo k viacerým udalostiam
a politickým zmenám, ktoré túto spoluprácu oslabili. Azda
najvážnejším okamihom, ktorý narušil vzájomné vzťahy
bol vojnový konflikt na Ukrajine, po vypuknutí ktorého
RF a EU na seba vzájomne uvalili sankcie.
Sankcie vydané RF sú zamerané na zákaz dovozu
vybraných potravín, ktoré majú pôvod aj v EU. Európske
poľnohospodárske a potravinárske podniky, pre ktoré boli
ruské trhy najväčším cieľovým trhom ihneď po vydaní
sankcií začali uvažovať ako svoje produkty prepraviť
a predať v RF. Nakoľko bolo pre takýchto výrobcov nájsť
v tak krátkom čase iných odberateľov svojich výrobkov
takmer nereálne, boli nútení nájsť nové logistické riešenia,
ktoré by aj napriek sankciám zabezpečili prepravu ich
produkcie k pôvodným odberateľom, aj za cenu vyšších
nákladov na prepravu.
Ihneď po uvedení sankcií do platnosti sa tak začalo
formovať nové smerovanie prepravy potravín zo západnej
EU do RF, a to najmä cez Bielorusko, Švajčiarsko, Srbsko
či Kazachstan. Takýto reimport potravín cez uvedené štáty
môže byť východiskom nielen pre európskych
potravinárov, ale aj pre RF, keďže zákazom importu
potravín oslabilo z veľkej časti aj svoju vlastnú spotrebu
potravín.
1. Analýza geopolitického vývoja
Spolupráca medzi EU a RF nemá dlhú históriu, začala
sa vyvíjať až na konci studenej vojny, no v súčasnosti je
rôznorodá a týka sa mnohých oblastí. EU a RF medzi
sebou neuzatvárajú iba dohody o spolupráci v oblasti
obchodu a ekonomiky, ale aj dohody, ktoré regulujú
politické, bezpečnostné a kultúrne vzťahy medzi nimi.
Základným rámcom európsko-ruských vzťahov a ich
bilaterálnej spolupráce je Dohoda o partnerstve
83
1.1 Analýza vzájomného medzinárodného obchodu
medzi EU a RF
RF je pre EU významným strategickým partnerom,
rovnako aj EU pre RF. EU je závislá na ruských dodávkach
energetických surovín, ale taktiež sú ruské trhy veľkým
odbytiskom európskych produktov. RF je naopak závislá
na financiách, ktoré plynú z predaja ropy, keďže tá tvorí až
70 % jeho exportu a v roku 2013 tvorili príjmy z jej
predaja až 50,2 % príjmov štátneho rozpočtu. Významné
sú pre RF aj investície, ktoré tu smerujú zo štátov EU.
Odhaduje sa, že až tri štvrtiny priamych zahraničných
investícií v RF pochádzajú z členských štátov EU, a tie sa
tak stávajú najväčším investorom v Rusku.
Medzinárodný obchod medzi oboma krajinami
vykazoval vždy tempo rastu až do polovice roku 2008,
kedy bol negatívne ovplyvnený hospodárskou krízou a tiež
opatreniami prijatými na ruskej strane. Vzájomný obchod
po prvotnom odznení tejto krízy naďalej pokračoval v
priaznivom vývoji a svoju rekordnú úroveň dosiahol v
roku 2012, v ktorom EU z RF importovala tovar za takmer
178 mld. EUR a opačným smerom exportovala EU do RF
tovar za 104 mld. EUR.
K rapídnemu poklesu medzinárodného obchodu
došlo v druhej polovici roku 2014, pričom najviac bol
tento pokles badateľný v auguste, kedy vstúpili
do platnosti sankčné opatrenia. Zatiaľ čo hodnota exportu
do RF v júli 2014 prestavovala 9,783 mil. EUR v auguste
to bolo iba 7,930 mil. EUR. Rozdiel týchto hodnôt je 1,853
mil. EUR a predstavuje pokles o takmer
19 %.
Na nasledujúcom obr. 1. a obr. 2. je znázornený vývoj
exportu a importu v roku 2013 a 2014.
12,0
11,0
10,0
9,0
8,0
7,0
6,0
5,0
4,0
2013
január
február
marec
apríl
máj
jún
júl
august
september
október
november
december
2014
Obr. 1. Export EU do RF v roku 2013 a 2014 v mld. EUR
(www.trademap.org)
19,0
18,0
17,0
16,0
15,0
14,0
13,0
12,0
11,0
10,0
9,0
8,0
2013
2014
január
február
marec
apríl
máj
jún
júl
august
september
október
november
december
a spolupráci (PCA) medzi EU a RF, ktorá vstúpila do
platnosti po ratifikácii všetkými krajinami v roku 1997
a jej trvanie bolo stanovené na desať rokov. V roku 2007
sa však strany dohodli na jej nepredĺžení a od roku 2008
prebiehali nové vyjednávania a rokovania, ktoré sa však
nedospeli k žiadnemu záveru a v marci 2014 boli dokonca
zastavené zo strany EU ako súčasť sankcií voči RF.
Vzájomne vzťahy v poslednej dobe poznamenal celý
rad udalostí, ktoré negatívne ovplyvnili vývoj ich
spolupráce. Napätie medzi RF a EU sa zosilnilo
po vojnovom konflikte v Gruzínsku v auguste 2008,
po ktorom EU odložila rokovania o novom strategickom
partnerstve s RF na niekoľko rokov. Ďalším rozporom
v tom istom roku bolo vyhlásenie nezávislosti Kosova,
ktorú postupne uznala väčšina štátov EU aj USA, avšak RF
v tejto otázke zastáva negatívny postoj. Posledným, azda
najvážnejším okamihom, ktorý rozpútal nepokoj
v politických aj ekonomických vzťahoch EÚ a RF bol
vojnový konflikt na Ukrajine, po vypuknutí ktorého tieto
krajiny na seba vzájomne uvalili sankcie.
O prvých sankciách EU ale aj USA voči RF sa začalo
rokovať už na začiatku roka 2014. V prvej fáze EU
prerušila rokovania o novej zmluve o partnerstve
a spolupráci. Druhý krok predstavoval uvalenie sankcií
na vrcholných predstaviteľov RF, ktorých EU považovala
za zodpovedných za násilie na Ukrajine. Následne bolo
v júli 2014 EU prijaté rozhodnutie Rady 2014/512/SZBP
o reštriktívnych opatreniach s ohľadom na konanie Ruska,
ktorým destabilizuje situáciu na Ukrajine. Tieto opatrenia
majú charakter ekonomických sankcií zameraných na štyri
oblasti. Ich uplatňovanie a dodržiavanie je priebežne
monitorované a podľa vývoja situácie môžu byť
kedykoľvek prehodnotené a rozšírené. Keďže boli všetky
sankcie zo strany EU vydané ako Rozhodnutia Rady EU,
sú záväzné ako celok pre všetky členské štáty.
Na druhej strane vláda RF v auguste vydala
nariadenie, ktorým sa vykonáva prezidentský dekrét
zo 6. augusta 2014 o obchodných opatreniach
zakazujúcich import určených tovarov do RF. Opatrenia sa
vzťahujú na poľnohospodárske produkty, prírodné
materiály a potravinám ktoré majú pôvod v USA,
krajinách EU, Kanade, Austrálii alebo Nórskom
kráľovstve. Ide teda o ročný zákaz importu mäsa
a mäsových výrobkov, rýb, zeleniny, ovocia, mlieka
a mliečnych výrobkov do RF.
Sankcie na oboch stranách boli dňa 22.6.2015
prerokované a predlžené o ďalších šesť mesiacov, tzn.
do 31.1.2016, pričom predĺženie iniciovala EU
s odôvodnením, že Rusko naďalej ostáva zainteresované
v ukrajinskom konflikte.
Obr. 2. Import EU z RF v roku 2013 a 2014 v mld. EUR
(www.trademap.org)
Pre analýzu vývoja medzinárodného obchodu je
dôležité určiť aj štruktúru exportu a importu.
Na nasledujúcom obr. 3. a obr. 4. sú znázornené tovarové
štruktúry, ktoré tvorili export a import medzi EÚ a RF
v roku 2013, a ktoré sú rozdelené podľa SITC.
Z obr. 3. je zrejmé, že hlavnú skupinou tovarov,
importovaných do EÚ tvoria nerastné suroviny. Táto
84
skupina predstavuje až 77,7 % z celkového importu,
pričom EU importuje hlavne ropu (surovú aj rafinovanú) a
zemný plyn a z výšky importu ropy môžeme povedať, že
Európa je od tohto importu závislá. Európske štáty ďalej
importujú z Ruska tovary zaradené v kategórií „iné“, ktoré
tvoria takmer 8 % a do prvej trojice patria ešte trhové
výrobky určené na predaj, ktoré tvoria 6 % európskeho
importu.
Z obr. 4. vyplýva, že EU do RF najviac exportovala
dopravné a prepravné prostriedky, ktoré tvoria takmer
polovicu európskeho exportu. Ďalším skupinou najviac
exportovaných tovarov sú chemické látky, ktoré tvoria
takmer 17 %, a na treťom mieste sú to priemyselné
výrobky, ktoré predstavujú 12,5 % exportu.
1,6 1 0,6 0,2 0,2 0,0
1,8
3,1
6
nerastné suroviny
iné
7,9
trhové výrobky
77,7
Obr. 3. Tovarová štruktúra importu EU z RF v roku 2013 v %
(www.trade.ec.europa.eu)
1,51,40,90,9 0,5 0,4
7,3
10,5
12,5
dopravné a
prepravné
prostriedky
chemické látky
priemyslové
výrobky
16,8
47,4
Obr. 4. Tovarová štruktúra exportu EU do RF v roku 2013 v %
(www.trade.ec.europa.eu)
1.2 Analýza medzinárodnej prepravy v smere západ –
východ
Medzinárodná železničná nákladná doprava medzi
EÚ a jej susednými štátmi sa realizuje najmä v smere
východ - západ. V posledných rokoch došlo k zvýšeniu
objemu prepravy medzi štátmi EU a jej najbližšími
susedmi na východe – Ukrajinou, Bieloruskom a Ruskom
a podľa predpovedí odborníkov sa bude tento objem stále
zvyšovať, pričom do roku 2020 má dôjsť k jeho nárastu až
o 40 %. Železničná nákladná doprava má v porovnaní s
inými druhmi dopravy konkurenčnú výhodu, a to najmä na
dlhých
euro-ázijských
železničných
koridoroch,
problémom sú však fyzické a nefyzické prekážky
medzinárodnej prepravy (Oznámenie Komisie EU, 2011).
V posledných desaťročiach však výrazne stúpol
a neustále stúpa podiel cestnej dopravy aj v medzinárodnej
preprave. Hoci sú iné druhy dopravy (námorná,
železničná) vhodnejšie z hľadiska vplyvu na životné
prostredie a prepravnej kapacity, často sú považované
za časovo náročný spôsob prepravy (najmä námorná
preprava). Najnovšie štúdie v rámci Projektu Euroázijských dopravných spojení však zdôraznili význam
železničnej dopravy a jej výhody práve na dlhé
vzdialenosti, napríklad medzi Európu a Áziou. (Zitrický,
2012)
V nasledujúcej tabuľke 1. je uvedená výška
importovaných tovarov z RF jednotlivými druhmi dopravy
za roky 2011 až 2013. Celková výška importovaných
tovarov v roku 2013 bola viac ako 410 mil. ton, čo
predstavuje nárast celkového objemu o takmer 5 %.
Najvyšší podiel na preprave mala vodná doprava, podiel
železničnej dopravy predstavoval približne 6,11 %, podiel
vodnej dopravy predstavoval viac ako 58 %. Vysoký
podiel mala aj potrubná doprava a to 33,18 %, ktorý je
spôsobený vysokou hodnotou importu ropy a nerastných
surovín z RF.
Tabuľka 1. Objemy importovaného tovaru z RF podľa druhu
dopravy (v tis. ton)
2011
2012
2013
vodná doprava
215 716,6
217 590,7
229 135,7
cestná doprava
7 237,1
7 597,2
7 415,1
železničná
doprava
potrubná
doprava
ostatné druhy
dopravy
26 495,1
23 579,1
23 822,5
131 178,5
123 643,9
129 286,4
17 738,7
19 641,8
21 164,6
spolu
398 366,1
392 052,8
410 824,4
Zdroj: www.ec.europa.eu/eurostat
Výška objemu exportovaných tovarov do RF
jednotlivými druhmi dopravy za roky 2011 až 2013 je
uvedená v tabuľke 2. Výška objemu tovarov
exportovaných v roku 2013 predstavovala viac ako 28 mil.
ton. Najvyšší podiel na objeme prepravy mala cestá
doprava, ktorá značne prevyšuje ostatné druhy dopravy
a jej podiel na celkovom objeme je až 56,9 %. Podiel
železničnej dopravy je približne 12 %, čo je takmer
dvakrát viac ako pri objeme prepravy z RF. Nízke hodnoty
potrubnej dopravy sú spôsobené tým, že tento druh
dopravy sa realizuje prevažne jednosmerne.
85
Tabuľka 2. Objemy exportovaného tovaru do RF podľa druhu
dopravy (v tis. ton)
2011
2012
2013
vodná doprava
10 419,7
9 175,1
8 502,3
cestná doprava
14 540,6
16 106,5
16 214,3
3 426,4
3 640,9
3 421,6
0
0,021
0,674
383,6
395,4
357,6
28 770,5
29 317,9
28 496,6
železničná
doprava
potrubná
doprava
ostatné druhy
dopravy
spolu
Zdroj: www.ec.europa.eu/eurostat
2. Návrh prepravy tovaru do RF
Na základe vývoja zahraničného obchodu a vývoja
medzinárodnej prepravy v smere západ – východ boli
navrhnuté dve prepravné trasy vybraného tovaru, pričom
tovar ako aj prepravné trasy sú stanovené s ohľadom na
výsledky
predchádzajúcej
analýzy.
Pre tento
zjednodušený modelový príklad je vyčíslená cena
za prepravu desiatich 20´ kontajnerov, nebolo vykonané
porovnanie ceny za prepravu jedného 20´ kontajnera
a prepravy kontajnerov v ucelenom vlaku.
V návrhoch prepravy tovaru ide o prepravu potravín,
konkrétne jabĺk zo Slovenskej republiky do RF rôznymi
prepravnými
trasami
intermodálnou
prepravou.
Za základný variant je považovaný variant prepravy
cez Ukrajinu, pretože práve takto bola preprava
realizovaná pred zavedením sankcií. Nový návrh prepravy
tovaru spočíva v preprave toho istého množstva tovaru,
avšak inou prepravnou trasou, a to konkrétne
cez Bielorusko.
Preprava tovaru začína v ovocinárskom podniku
v Dunajskej Lužnej, z ktorej je potom realizovaný zvoz
intermodálnych prepravných jednotiek (IPJ) s tovarom
cestnou dopravou do terminálu kombinovanej dopravy
(TKD) v Bratislave. Na základe údajov zo súkromnej
spoločnosti
zabezpečujúcej
zvoz
kontajnerov
do terminálu, bola cena za prepravu desiatich
20´ kontajnerov na trase Dunajská Lužná – Bratislava
vyčíslená na 241 EUR. Z dôvodu, že bude tento zvoz
realizovaný pri každom variante prepravy a cena bude
vždy rovnaká, nie je potrebné ho preto vyčísľovať
pri každom variante. Taktiež bude v nasledujúcom texte
zjednodušene uvádzaná prepravná trasa, ktorá začína
v TKD v Bratislave, nie v Dunajskej Lužnej.
2.1. Základný variant prepravy tovaru cez Ukrajinu
V základnom variante je preprava tovaru realizovaná
cez Ukrajinu. Prepravná trasa začína v TKD v Bratislave,
odkiaľ pokračuje cez Žilinu až k hraničnému priechodu
Čierna nad Tisou štátna hranica – Čop, nasleduje tranzitná
preprava cez Ukrajinu, od ukrajinsko-ruského hraničného
priechodu Zernovo je už preprava realizovaná ako dovoz
na území RF. Celková prepravná vzdialenosť je 2 313 km.
Výpočet dovozného na území SR bol realizovaný na
základe vnútroštátnej tarify TR 1 pre prepravu vozňových
zásielok 1111.00 pre železničnú nákladnú prepravu.
Z dôvodu, že na slovensko–ukrajinských hraniciach je
nutná prekládka IPJ z vozňov normálneho rozchodu na
vozne širokého rozchodu vo vyčíslenej cene je taktiež
zarátaný príslušný doplňujúci poplatok.
Na výpočet dovozného na území Ukrajiny pre tarifný
rez Chop – Zernovo, a od rusko-ukrajinského hraničného
priechodu Zernovo až po miesto určenia Moskva bola
použitá Spoločná tarifa pre prepravu tovaru po území SNŠ.
Celkové dovozné za prepravu jednej IPJ železničnou
dopravou na prepravnej trase Bratislava ÚNS – Moskva
cez Ukrajinu je 1982,67 EUR. Hraničné priechody
a prepravná vzdialenosť na území jednotlivých štátov
a výška dovozného za jednotlivé tarifné rezy sú uvedené v
nasledujúcej tabuľke 3.
Tabuľka 3. Prepravná trasa a výška dovozného pri preprave
cez Ukrajinu
Správca
ZSR
UZ
RZD
Hraničné prechody
Výška
Vzdialenosť dovozného
(km)
za 1 IPJ
(EUR)
Bratislava Čierna nad
UNS
Tisou št.hr.
Chop
Zernovo
Moskva
Suzemka
Tovarnaja
spolu
545
647,5
1 267
840,84
501
499,85
2 313
1 982,67
Zdroj: autor
2.1. Návrh prepravy tovaru cez Bielorusko
V novom navrhnutom variante sa bude preprava
realizovať cez Bielorusko, variant teda pozostáva
z prepravy tovaru v IJP z Bratislavy do Moskvy cez Českú
republiku (ČR), Poľsko a Bielorusko. Prepravná trasa
začína v TKD v Bratislave a pokračuje až do hraničného
prechodu Čadca štátna hranica, cez územie ČR, Poľska a
Bieloruska
sa preprava realizuje v režime tranzit,
prepravná trasa z hraničného prechodu Osinovka
pokračuje až do Moskvy v režime dovoz.
Pre výpočet dovozného na území SR, ČR a Poľska
boli použité vnútroštátne tarify zúčastnených dopravcov,
v tomto prípade konkrétne Tarifa pre prepravu vozňových
zásielok 1111.00 pre železničnú nákladnú prepravu ZSSK
Cargo a.s., Tarifa pre prepravu vozňových zásielok ČD
Cargo, a.s. a Tarifa PKP Cargo. Nakoľko je na území
Bieloruska používaný široký rozchod koľají, bude
na hraničnom priechode nutná prekládka IPJ a príslušný
doplňujúci poplatok bude určený z Tarify PKP a zarátaný
v cene. Na výpočet dovozného na území Bieloruska
a Ruska bola opäť použitá Spoločná tarifa pre prepravu
tovaru na území SNŠ. Celkové dovozné za prepravu jednej
IPJ železničnou dopravou na prepravnej trase Bratislava
ÚNS – Moskva cez Bielorusko je 2 559,37 EUR. Hraničné
priechody a prepravná vzdialenosť na území jednotlivých
štátov a výška dovozného za jednotlivé tarifné rezy sú
uvedené v nasledujúcej tabuľke 4.
86
Tabuľka 4. Prepravná trasa a výška dovozného pri preprave
cez Bielorusko
Správca
ZSR
CD
PKP
BC
RZD
Hraničné prechody
Bratislava
UNS
Mosty u
Jablunkova
št. hr.
Cieszyn
Brest
Centralny
Krasnoye
Výška
Vzdialenosť dovozného
(km)
za 1 IPJ
(EUR)
Čadca št. hr.
245
325,25
Český Tešín
št. hr.
33
160
Terespol
549
1 044,75
Osinovka
609
564,76
515
505,67
1 951
559,37
Moskva
Tovarnaja
spolu
Zdroj: autor
3. Porovnanie jednotlivých variantov prepravy
Ku kompletnému určeniu nákladov na vývoz a dovoz
daného druhu tovaru je ešte potrebné určiť aj príslušnú
výšku cla v danej krajine.
Pre prvý návrh je potrebné určiť výšku vývozného cla
zo Slovenska a výšku dovozného cla v Rusku. V druhom
návrhu je potrebné určiť výšku vývozného cla zo Slovenka
a výšku dovozného cla v Bielorusku. Výšku vývozného
cla z Bieloruska nie je potrebné vyčísliť, nakoľko
Bielorusko tvorí s RF Colnú úniu. Výška vývozného cla je
určená na základe colného sadzobníka EU, ktorý je
spoločný pre všetky členské štáty. Výška dovozného cla
Bielorusku a Rusku je určená podľa Jednotného colného
sadzobníka Colnej únie Bieloruskej republiky,
Kazachstanu a RF. Celkové náklady na vývoz vybraného
tovaru sú zobrazené v nasledujúcej tabuľke 5.
Tabuľka 5. Celkové náklady na vývoz vybraného druhu tovaru
Prepravná
trasa
Cena za prepravu
(EUR)
Výška
cla
Spolu
(EUR)
Ukrajina
20 067,7
4 065,6
24 133,3
Bielorusko
25 834,7
4 065,6
29 900,3
Zdroj: autor
Ceny za prepravu určené na základe vnútroštátnych
taríf jednotlivých štátov predstavujú spôsob stanovenia
ceny, pri ktorom sú ceny najvyššie a často predstavujú aj
niekoľkonásobok reálnej ceny. Najvýhodnejší spôsob
stanovenia ceny pre zákazníka predstavujú zákaznícke
dohody, ktoré uzatvára zákazník s dopravcom. V týchto
dohodách sú zmluvne stanovené ceny za prepravu tovaru,
kedy sa cena stanovuje individuálne pre každého
zákazníka
po splnení
stanovených
obchodných
podmienok. V prípade pravidelných prepráv a veľkého
objemu prepravovaného tovaru môže byť cena za prepravu
znížená o 20 až 40 %.
Pre porovnanie boli zistené ceny súkromnej špedičnej
spoločnosti, ktoré sú pri oboch variantoch nižšie, avšak aj
táto cena súkromnej spoločnosti môže byť v prípadne
mimoriadnosti navýšená a nie je definitívna Pri prepravne
tovaru cez Ukrajinu je dohodnutá cena so súkromnou
spoločnosťou nižšia až o cca 40 %, pri preprave tovaru cez
Bielorusko o cca 30 %.
Dodacia lehota je určená podľa platných pravidiel
na výpočet dodacej lehoty, kt. sú uvedené v Dohode
SMGS a Dohovore COTIF. Pri preprave tovaru
cez Ukrajinu je dodacia lehota 14 dní, pri preprave tovaru
cez Bielorusko je to 12,5 dňa, avšak v oboch prípadoch
existuje možnosť dohody medzi dopravcom a prepravcom
a dodaciu lehotu je možné skrátiť. Výhodnejší variant
z časového hľadiska teda predstavuje preprava cez
Bielorusko, kedy je dodacia lehota oproti základnému
variantu kratšia o dva a pol dňa.
Keďže existuje predpoklad, že pri takýchto nákladoch
sa bude prepravca rozhodovať najmä podľa ceny
za prepravu a nie dodacej lehoty, je možné variant
prepravy cez Bielorusko vyhodnotiť ako menej výhodný.
Výhodnejší variant prepravy tovaru z hľadiska celkových
prepravných a colných nákladov na export vybraného
tovaru predstavuje variant prepravy cez Ukrajinu, tak ako
bola preprava realizovaná aj pred zavedením sankcií.
Pri porovnaní nákladov na vývoz tovaru bolo zistené,
že náklady na vývoz tovaru sa vplyvom sankcií zvýšili.
Takéto zvýšenie nákladov sa v konečnom dôsledku
prejavilo aj vo finálnej cene konkrétneho produktu na
ruskom trhu. Keďže poľnohospodári nie sú schopní sami
finančne zabezpečiť tieto náklady, došlo v RF
k výraznému
zvýšeniu
cien
potravín
a poľnohospodárskych produktov. K tomuto zvýšeniu cien
neprispeli iba vyššie náklady na vývoz tovaru, ale taktiež
pokles ruského rubľa. Pri prepočte nákladov na vývoz
tovaru bolo vypočítané, že priemerné náklady na prepravu
1 kg jabĺk predstavujú približne 0,45 €. Spolu s nákupnou
cenou tovaru, ktorá predstavuje 0,50 €, vznikne predajná
cena jabĺk 0,95 €. Aktuálne sa cena jabĺk v Rusku
pohybuje na úrovni 50 rubľov za 1 kg jabĺk, čo predstavuje
približne 0,88 € za 1 kg. Pestovatelia, ktorí naďalej
vyvážajú svoju produkciu do RF aj počas trvania sankcií,
sú podľa výpočtov na každom kilograme jabĺk stratoví,
keďže nákupná cena približujúca sa cene na ruských
trhoch by nepokryla ani minimálne náklady na nákup
tovaru a jeho prepravu.
Z tohto dôvodu je môžné povedať, že nový navrhnutý
variant nepredstavuje výhodnejší návrh prepravy ako
pôvodný variant. Náklady na vývoz tovaru sú podstatne
vyššie, čo v konečnom dôsledku neovplyvní iba náklady
podnikateľov v SR, ale aj konečných spotrebiteľov v RF,
a to vyššou cenou jabĺk v obchodných reťazcoch.
Záver
Zákaz exportu potravín do RF zamedzil prístup
na ruský trh mnohým európskym producentom potravín.
Pokiaľ však nechceli ostať v strate a dosiahnuť zo svojej
produkcie aspoň pokrytie nákladov (nie ešte plánovaný
zisk), boli nútení tejto situácii čeliť a hľadať východisko,
čo sa im v konečnom dôsledku aj podarilo. Ich tovary sú
naďalej do RF dovážané aj zo štátov EU avšak novými
prepravnými trasami cez štáty, ktoré s RF naďalej
obchodujú. Tieto nové prepravné trasy sú o niekoľko
stoviek kilometrov dlhšie, a práve to spôsobilo, že sa
87
náklady na vývoz daného tovaru významne zvýšili.
Na druhej strane ovplyvnili sankcie aj ruských
spotrebiteľov, keďže v dôsledku takýchto zvýšených
nákladov na prepravu sa extrémne zvýšili aj ceny
ponúknutých produktov na ruských trhoch.
V konečnom dôsledku sankcie zo strany EU, ale aj zo
strany RF nesplnili svoj „cieľ“, ktorý od nich vrcholní
politickí predstavitelia štátov očakávali. V ich dôsledku
ceny potravín v RF vzrástli, ekonomika „oslabila“, životná
úroveň sa znížila a naopak inflácia narástla a dosiahla
niekoľkoročné maximá. Taktiež EU nevie ako pomôcť
a kompenzovať podnikateľom škody, ktoré boli
v dôsledku sankcií vyčíslené. Poľnohospodári tak svoju
produkciu ničia, príp. predávajú pod cenu, čo môže mať
pre nich existenčné následky. Z tohto dôvodu by sa mali aj
najvyšší predstavitelia ako EU, tak aj RF snažiť o čo
najrýchlejšie zrušenie prípadne zmiernenie sankcií, ktoré
ovplyvňujú medzinárodný obchod, hospodársky rozvoj
v krajine, ale aj samotných obyvateľov a obnoviť
a rozvíjať svoju vzájomnú spoluprácu, minimálne
v oblasti základných potravín.
Vyhlásenie
Príspevok je spracovaný v rámci riešenia projektu
spolufinancovaného zo zdrojov EÚ s názvom „Prenos
inovatívnych poznatkov a technológií v logistických a
dopravných procesoch“, ITMS kód projektu
26220220006, riešeného na Žilinskej univerzite v Žiline.
Literatúra
Knihy a monografie:
Buková, B. et al. 2014 Zasielateľstvo a logistické činnosti.
1. vyd. Bratislava: Wolters Kluwer, 320 s., ISBN 978-808168-074-8
Gáborová, V. 2015 Vplyv ekonomických sankcií medzi EU a RF
na medzinárodnú prepravu. Žilina 2015, 82 s.
Časopisy:
Buková, B., Brumerčíková, E. 2015 Sankcie postihujú aj
logistiku. In : Revue priemyslu. (2015), s. 24-25. ISSN
1336-9857.
Černá, L. Zitrický, V., Matejko, M. 2013 Price calculation in the
international railway transport of goods /Stanovenie ceny
v medzináridnej
nákladnej
preprave
tovaru/.
In: Logi : scientific journal on transport and logistics.
(2013), s. 11-27. ISSN 1084-3216.
Zborníky:
Zitrický, V., Babin, M. 2012 International transportation in the
Southeast and the Eastern Europe /Intermodálna preprava
v juhovýchodnej a východnej Európe/. In: EURO – ŽEL
2012 : 20th international symposium “recent challenges for
European railways”. s. 272-279.. ISBN 978-80-263-02421
Oznámenie Komisie Rade a Európskemu parlamentu: EÚ a jej
susedné regióny: obnovená koncepcia spolupráce v oblasti
dopravy, 2011, str. 11
Internetové zdroje:
www.ec.europa.eu/eurostat
www.trademap.org
www.tradingeconomics.com
88
LEGISLATÍVNE ZMENY VO VEREJNEJ ŽELEZNIČNEJ OSOBNEJ DOPRAVE V SR
Abstrakt. V Slovenskej republike v poslednom období došlo k legislatívnym zmenám v rámci opatrení finančného,
ekonomického a sociálneho balíčka vlády SR v železničnej osobnej doprave. Príkladom podpory osobnej železničnej
dopravy je zavedenie bezplatnej prepravy pre žiakov a študentov na základe rozhodnutia Vlády SR vo vlakoch
prevádzkovaných v rámci zmluvy o dopravných službách vo verejnom záujme a od 1.2.2015 zavedenie zľavy na
dochádzku do zamestnania.
Kľúčové slová: cestujúci, bezplatná preprava, verejný záujem a regulácia.
LEGISLATIVE CHANGES IN THE RAIL PUBLIC PASSENGER TRANSPORT IN
SLOVAKIA
Abstract. In the Slovak Republic were recently accepted several legislative changes in financial, economic and social
measures of Slovak government in rail passenger transport. One of the measures is the boot of free transportation for
students and pensioners by a decision of Slovak government in trains operated according to a contract about transport
services in the public interest and from 01.02.2015 introduction of discounts for commuting to work.
Keywords: passengers, free transportation, the public interest and regulation.
Lenka Černá
Katedra železničnej dopravy, Fakulta prevádzky a ekonomiky dopravy a spojov, Žilinská univerzita v Žiline, Univerzitná
8215/1, 010 26 Žilina, +421 41 513 3422, [email protected]
Jozef Daniš
Ján Ponický
Úvod
Hlavnými cieľmi Bielej knihy zverejnenej Európskou
Komisiou z 12. Septembra 2001 nazvanej Európska
dopravná politika pre rok 2010: čas rozhodnúť je zaručiť
bezpečné, efektívne a kvalitné služby v osobnej doprave
prostredníctvom regulovanej hospodárskej súťaže, ktorá
má tiež zaručiť transparentnosť a výkonnosť služieb vo
verejnom záujme v osobnej doprave so zreteľom na
sociálne a environmentálne faktory a faktory regionálneho
rozvoja, alebo poskytovať osobitné tarifné podmienky pre
niektoré kategórie cestujúcich, ako sú dôchodcovia, a
odstraňovať rozdiely medzi dopravnými podnikmi z
rôznych členských štátov, ktoré môžu viesť k vážnym
narušeniam hospodárskej súťaže.
Poskytovanie služieb vo verejnom záujme upravuje
v rámci spoločného trhu EÚ nadnárodná legislatíva. Ide
o nariadenie Európskeho parlamentu a rady č. 1370/2007
z 23. októbra 2007 o službách vo verejnom záujme v
železničnej a cestnej osobnej doprave.
Účelom tohto nariadenia je vymedziť, ako môžu
príslušné orgány v súlade s pravidlami práva Spoločenstva
konať v oblasti verejnej osobnej dopravy, aby zabezpečili
poskytovanie služieb všeobecného záujmu, ktoré by boli
okrem iného početnejšie, bezpečnejšie, kvalitnejšie alebo
poskytované pri nižších nákladoch ako tie, ktorých
poskytovanie by umožnilo samotné fungovanie trhu.
Na tento účel toto nariadenie stanovuje podmienky,
za ktorých príslušné orgány pri ukladaní alebo zmluvnom
uzatváraní záväzkov vyplývajúcich zo služieb vo
verejnom záujme poskytujú poskytovateľom týchto
služieb úhradu za vynaložené náklady a/alebo priznávajú
výlučné práva výmenou za plnenie záväzkov
vyplývajúcich z týchto služieb.
Na základe Uznesenia vlády SR č. 530/2014 sa s
účinnosťou od 17.11.2014 pre vybrané kategórie
cestujúcich vo vnútroštátnej preprave vo vlakoch osobnej
dopravy vedených v rámci „Zmluvy o dopravných
službách vo verejnom záujme“ (ZoDSVZ) okrem
komerčných IC vlakov, zaviedla bezplatná preprava.
V súčasnosti sa financovanie železničnej osobnej
dopravy (ŽOD) uskutočňuje na základe ZoDSVZ (podľa
zákona č. 514/2009 Z. z. o doprave na dráhach, do
31.12.2009 podľa zákona č. 164/1996 Z. z. o dráhach ZVVZ), v rámci ktorej štát zastúpený Ministerstvom
dopravy, výstavby a regionálneho rozvoja (MDVRR) SR
uhrádza preukázateľnú stratu z verejnej železničnej
osobnej dopravy na území SR. Zmluvou sa štát zaväzuje
uhradiť dopravcovi túto stratu, ktorou je v osobnej doprave
rozdiel medzi ekonomicky oprávnenými nákladmi
89
vynaloženými dopravcom na splnenie záväzku zo zmluvy
o prevádzkovaní dopravy vrátane primeraného zisku a
tržbami dosiahnutými dopravcom z tohto záväzku.
1. Objednávanie dopravných výkonov vo verejnom
záujme v SR
V súčasnosti sa mnohé služby vo vnútrozemskej
osobnej doprave, ktoré sú potrebné z hľadiska
všeobecného hospodárskeho záujmu, nemôžu poskytovať
na komerčnom základe.
Mnohé členské štáty zaviedli právne predpisy, ktoré
stanovujú postup na udelenie výlučných práv a zadávanie
zmlúv o službách vo verejnom záujme aspoň pre časť
svojho trhu verejnej dopravy na základe transparentných a
spravodlivých postupov verejného obstarávania.
Obchod medzi členskými štátmi sa v dôsledku toho
významne zvýšil a viacerí poskytovatelia služieb vo
verejnom záujme dnes poskytujú služby vo verejnom
záujme v osobnej doprave vo viac ako v jednom členskom
štáte. Vývoj vnútroštátnych právnych predpisov však
viedol k rozdielom v uplatňovaných postupoch a spôsobil
právnu neistotu, pokiaľ ide o práva poskytovateľov služieb
vo verejnom záujme a povinnosti príslušných orgánov.
Nariadenie Rady (EHS)č. 1191/69 z 26. júna 1969 o
postupe členských štátov, ktoré sa týka povinností
obsiahnutých v koncepcii služieb vo verejnom záujme v
oblasti železničnej, cestnej a vnútrozemskej vodnej
dopravy, sa nezaoberá postupmi, akými sa majú v
Spoločenstve zadávať zmluvy o službách vo verejnom
záujme, a najmä nie podmienkami, za ktorých majú byť
predmetom verejnej súťaže.
V tomto období je v platnosti dlhodobá ZoDSVZ na
obdobie rokov 2011 – 2020, ktorá je postavená na báze
nariadenia EP 1370/2007 a okrem iného rieši aj otázku
problematiky štátnej pomoci pre prijatie EÚ fondov z
Operačného programu Doprava.
V zmysle platného znenia zákona č. 514/2009 Z.z.,
§46, ods (13) od 1.1.2016 majú vykonávať Vyššie územné
celky (VÚC) práva a povinnosti objednávateľa výkonov v
súvislosti s DSVZ. Táto zmena môže znížiť výkony
regionálnej železničnej dopravy v prospech prímestskej
autobusovej dopravy. Pokles železničných výkonov zníži
využitie majetku a vyvolá nadbytočnosť zamestnancov, za
súčasného negatívneho dopadu na dopravnú obslužnosť
regiónu a priepustnosť cestných komunikácii v okolí
centier regiónu.
Uznesením vlády SR č.638/2012 bolo uložené
MDVRR SR v spolupráci s VÚC pripraviť návrh
efektívneho systému harmonizácie objednávania výkonov
dopravných služieb železničnej dopravy a pravidelnej
regionálnej a prímestskej autobusovej dopravy. MDVRR
SR spracovalo v roku 2013 návrh riešenia spôsobu
koordinácie spojov ŽD a AD prostredníctvom zriadenia
nezávislého úradu, tzv. Dopravnej autority (v súčasnosti
Národná dopravná agentúra – NADA).
V dokumente „Návrh efektívneho systému
harmonizácie objednávania výkonov dopravných služieb
železničnej dopravy a pravidelnej prímestskej
autobusovej dopravy“ je uvedené, že MDVRR SR upustí
od presunu kompetencií v regionálnej železničnej doprave
na VÚC, ak bude zriadená NADA.
2. Analýza vývoja počtu prepravených cestujúcich v
sledovanom období a počtu registrácií na bezplatné
prepravy od 17.11.2014
Celkový počet registrovaných cestujúcich v rámci
prvého mesiaca odkedy bola možná registrácia na
bezplatné prepravy prekročil 292 282
(študent +
dôchodca). Z celkového počtu registrovaných cestujúcich
k 28.2.2015 (549 774) je najväčší počet registrácií práve v
kategórií dôchodca. Z nich je podľa údajov ZSSK okolo
900 občanov Českej republiky, a to najmä seniorov.
Obrázok 2 dokumentuje registrácie na bezplatné prepravy
k marcu 2015.
REGISTRÁCIA K 8.3.2015
617 415
počet zaregistrovaných zákazníkov na bezplatnú prepravu
611 688
počet zaregistrovaných občanov SR t.j. 99,07%
560 106
počet zaregistrovaných cez osobné pokladne t.j. 90,72%
305 038
počet registrácii – deti a študenti 49,41%
312 313
počet registrácii – dôchodcovia 50,58%
Obr. 1. Stav registrácie zákazníkov na bezplatnú prepravu
Vývoj počtu prepravených cestujúcich má stúpajúcu
tendenciu. Podrobnejší prehľad počtu prepravených
cestujúcich a percentuálny nárast/pokles v rámci
sledovaných mesiacov je opísaný na obrázku č.2. Zmeny
v počte prepravených cestujúcich železničnou dopravou
bude možné presnejšie vyhodnotiť až s dlhším časovým
odstupom, pretože dochádza k zásadným presunom v
dopravnom správaní a najmä k zmenám v nakupovaní
jednotlivých druhov lístkov. Už v súčasnosti je zjavné, že
vývoj má stúpajúci charakter s výnimkou mesiacov, v
ktorých je väčší počet dní pracovného voľna, pokoja alebo
sú v týchto mesiacoch štátne sviatky.
Obr. 2 Prehľad počtu prepravených cestujúcich v období
január 2014 až február 2015.
Podľa situácie z prvého týždňa možno konštatovať,
že dochádzalo najmä k citeľnému zvýšeniu záujmu o
študentské časové lístky/mesačníky. Pred spustením
bezplatnej prepravy na žiacky/študentský týždenník či
mesačník cestovalo priemerne týždenne okolo 9 až 10 tisíc
žiakov a študentov.
90
V prvý deň bezplatnej prepravy bolo otvorených 240
pokladníc ZSSK počas dňa na 150 staniciach na Slovensku
(mimo zmluvných predajcov). Čakacia doba pri
pokladniciach bola reálne viac ako 15 minút len pri
pokladniach špecializovaných na registráciu, jedna
registrácia trvala tri až päť minút.
Druhý deň od spustenia bezplatnej prepravy na železnici
v rámci Slovenskej republiky stúpol podiel cestujúcich,
ktorí cestovali v rámci bezplatnej prepravy.
Z
celodenného predaja 110 tisíc lístkov cestujúci využívajúci
bezplatnú prepravu tvorili 55 percent, resp. bolo
predaných 61 tisíc nulových lístkov. Tento údaj nezahŕňal
skorší predpredaj lístkov na daný deň ani počet cestujúcich
s týždennými a mesačnými traťovými lístkami. Štruktúra
cestujúcich registrovaných na bezplatnú prepravu je
uvedená na obrázku 3.
Obr. 3. Podiel jednotlivých skupín zákazníkov registrovaných
na bezplatnú prepravu
Železničná spoločnosť Slovensko (ZSSK) v pondelok
17.11.2014 počas prvého dňa bezplatnej prepravy vydala
104 tisíc cestovných lístkov na daný deň, pričom vyše 48
tisíc lístkov bolo na bezplatnú dopravu. Značná časť
platiacich cestujúcich si však zakúpila lístky v predstihu a
títo cestujúci nie sú zahrnutí v danom počte. Celkovo bolo
predaných o 30% viac lístkov ako v nedeľu 17. novembra
2013, kedy sa pred rokom končil bežný víkend.
Možnosť cestovať s bezplatným lístkom sa
nevzťahuje na cesty vlakmi kategórie InterCity. Tieto
vlaky majú osobitný cenník. Napriek tomu je cestovné pre
cestujúcich s nárokom na bezplatnú prepravu v IC vlakoch
oproti ostatným cestujúcim zvýhodnené.
Rovnako nie je možné bezplatne cestovať na
prihraničnom úseku (s výnimkou detí do 6 rokov).
Prihraničný úsek je trasa od poslednej stanice/zastávky na
území SR (kde vlak pravidelne zastavuje) po štátnu
hranicu. V 1. vozňovej triede sa platí cestovné podľa
cenníka. Výnimkou sú deti do 6 rokov , pričom na jedného
dospelého možno prepraviť dve deti do 6 rokov bezplatne.
Z celkového počtu bezplatných lístkov vydaných v
roku 2014 bolo 71% lístkov pre študentov (len malá časť
boli študentské mesačníky, ostatok boli jednorazové lístky
na konkrétnu cestu). Stúpol záujem aj o miestenky, takmer
na 90 % boli vypredané miestenky na popoludňajších
vlakoch na trase Košice - Žilina – Bratislava, na iných
reláciách to bolo menej ako 60%.
O bezplatnú prepravu vlakmi za prvých pár dní
prejavilo záujem 650 Európanov, väčšinou sú to penzisti z
Čiech. Slovenskými vlakmi sa však zadarmo môžu
prevážať aj študenti z Estónska či Dánska.
Okrem 11 novozavedených diaľkových vlakov ZSSK
zaviedla v novembri jeden mimoriadny vlak na základe
operatívnej situácie na trase Žilina – Bratislava. Reálne do
kapacity vlakov pribudlo denne 12 tisíc miest na sedenie,
súpravy vlakov sa predĺžili o 60 vozňov, celkovo denne
ZSSK po posilnení nasadila 775 vozňov.
ZSSK zaviedla viaceré regulácie a opatrenia, aby sa
vyhla enormne preplneným dotovaným vlakom od 17.
Novembra 2014. Nulové cestovné lístky vydávala len na
konkrétny vlak a zároveň v diaľkových vlakoch regulovala
počet miest pre bezplatných cestujúcich. Platiacim
cestujúcim začala štátna spoločnosť taktiež bezplatne
vydávať miestenky k lístku nad desať eur.
3. Vplyv na kvalitu cestovania verejnou osobnou
dopravou
Zavedením bezplatnej prepravy bolo nevyhnutné
podniknúť kroky na udržanie štandardov kvality
cestovania pre platiacich cestujúcich a zároveň napĺňať
vyššie uvedené Uznesenia vlády. Z toho dôvodu boli v
prvej fáze vo vlakoch SC, EC, Ex a R zavedené jedno a
viacúsekové limitované počty. Zavedením limitov sa však
predlžuje výdaj cestovných dokladov. Dôvodom je
hľadanie ešte nezaplneného kontingentu, nakoľko
cestujúci chcú cestovať bezplatne, keďže majú na to nárok.
Vo vlakoch prímestskej dopravy neprišlo k zavedeniu
limitov, ale k zvýšeniu kapacity a posilneniu dopravných
výkonov v čase dopravnej špičky. V nadväznosti na vyššie
uvedené skutočnosti, aktuálne prichádza v termínoch
pravidelných zmien GVD k optimalizácii vedenia
jednotlivých vlakov vzhľadom na skutočné využitie –
podľa dopytu cestujúcich po preprave. Zároveň ZSSK
operatívne zefektívňuje silu kapacity jednotlivých vlakov
prímestskej dopravy. Vzhľadom na prepravný poriadok
ZSSK si špeciálne riešenie vyžaduje aj oblasť TEŽ a
riešenie skupinových prepráv škôl v priebehu školského
roka.
Na základe doterajších štatistických a účtovných
výstupov možno konštatovať, že zavedenie bezplatnej
prepravy vo vlakoch prevádzkovaných v rámci ZoDSVZ
(vnútroštátna preprava) bol ovplyvnený vývoj týchto
hlavných prepravných ukazovateľov:
• 18 %-ný nárast cestujúcich,
• 11 tisíc cestujúcich viac vo vlakoch ZoDSVZ denne,
• 42,65% neplatiacich cestujúcich vo vnútroštátnych
vlakoch ZoDSVZ,
• pokles na tržbách vo vlakoch ZoDSVZ,
• nárast priemernej prepravnej vzdialenosti vo vlakoch
ZoDSVZ o 4,3 km,
• nárast predaja miesteniek.
Zavedením bezplatnej prepravy v ZSSK vznikla nová
situácia pre integrované dopravné systémy (IDS), tak ako
ich dnes poznáme, vzhľadom na nastavený proces deľby
tržieb, ktorý je deformovaný existenciou súbehov a
absencie dopravnej koordinácie. Pre jednotlivé IDS to
znamená možný pokles tržieb, ktoré vstúpia do IDS.
91
Bezplatná preprava by mala pôsobiť ako fungujúci
nástroj, ktorého cieľom je vyvolať koordináciu
jednotlivých dopravcov, nakoľko práve súbežné spoje sa
stávajú pre konkurujúceho dopravcu (autobusových
dopravcov) voči ZSSK v IDS menej atraktívne vplyvom
odlivu cestujúcich do vlakovej dopravy.
Z pohľadu zavedenia IDS je bezplatná preprava
nástrojom na zvýšenie počtu cestujúcich v systéme
verejnej dopravy a teda zvýšenie potenciálneho počtu
cestujúcich v IDS. V prípade cestovania viacerými druhmi
dopravy sa tak IDS stáva atraktívnejšou pre cestujúcich v
regióne. V takomto prípade, za súčasného zabezpečenia
atraktívnych autobusových spojení do jednotlivých
prestupných bodov vlak/autobus, je priestor na oživenie
verejnej dopravy vo všetkých regiónoch SR za súčasného
rozvoja a budovania IDS.
Závery
V záujme každej organizácie poskytujúcej služby vo
verejnom záujme v doprave, ktoré by najviac vyhovovali
potrebám verejnosti, musia mať všetky príslušné orgány
možnosť slobodne si vybrať svojich poskytovateľov
služieb vo verejnom záujme, berúc do úvahy záujmy
malých a stredných podnikov, za stanovených podmienok.
S cieľom zaručiť uplatňovanie zásad transparentnosti,
rovnakého zaobchádzania s konkurujúcimi
si
poskytovateľmi a proporcionality pri poskytovaní úhrady
alebo udeľovaní výlučných práv je dôležité, aby bola v
zmluve o službách vo verejnom záujme medzi príslušným
orgánom a vybraným poskytovateľom služieb vo
verejnom záujme vymedzená povaha záväzkov
vyplývajúcich zo služieb vo verejnom záujme a dohodnutá
odmena. Forma alebo pomenovanie
zmluvy o službách vo verejnom záujme sa môžu v
jednotlivých právnych systémoch členských štátov líšiť.
O bezplatné cestovanie vlakmi je na Slovensku veľký
záujem. Už po týždni bezplatnej prepravy vybraných
skupín cestujúcich sa zvýšilo využitie kapacity vlakových
spojení. Železničná spoločnosť Slovensko počas prvého
týždňa bezplatnej prepravy vydala 316 tisíc cestovných
lístkov na bezplatnú prepravu. Išlo o predaj od pondelka
17. novembra do nedele 23. novembra 2014 (vrátane).
Lístky pre cestujúcich na bezplatnú prepravu predstavovali
43 % z celkovo predaných lístkov (vrátane platiacich
cestujúcich). Počet predaných lístkov nepredstavoval
celkový počet cestujúcich vo vlakoch. V aktuálnych
číslach neboli zohľadnené počty lístkov zakupovaných
cestujúcimi ZSSK na dlhšie obdobie ako jeden deň pred
17. novembrom 2014. Išlo napríklad o traťové mesačníky,
týždenníky, ako aj ročné a polročné karty MAXIKLASIK
a podobne.
Analýza bezplatnej prepravy cestujúcich v
železničnej doprave ukázala, že v Slovenskej republike je
pri určitých skupinách obyvateľstva cena za prepravu
najvýznamnejším faktorom ovplyvňujúcim rozhodovanie
sa o výbere druhu dopravy pri uskutočňovaní prepravných
potrieb.
Vyhlásenie
Príspevok je spracovaný v rámci riešenia grantovej úlohy
VEGA 1/0188/13 „Prvky kvality integrovaného
dopravného systému pri efektívnom poskytovaní verejnej
služby v doprave v kontexte globalizácie“, ktorý je
riešený na Fakulte prevádzky a ekonomiky dopravy a
spojov Žilinskej univerzity v Žiline.
Literatúra
Zborníky:
Chúpek, M. 2015 Posilňovanie železničnej osobnej dopravy v
súlade s verejným záujmom, In: Zborník zo seminára Legislatívne zmeny vo verejnej železničnej osobnej doprave
2015. Žilina, Slovenská republika. ISSN 1336-5851
Harmanová, D. 2013 Vybrané problémy efektívnosti a vstupu
konkurencie na trh železničnej dopravy pri zabezpečovaní
výkonov vo verejnom záujme = Some of the problems of
efficiency and entry competition in the railway transport
market in public services, In: Budúcnosť dopravy v meste
Košice a Košickom kraji : 25. - 26. júna 2013, Košice,
Agentúra na podporu regionálneho rozvoja, 2013. - ISBN
978-80-971246-2-5.
http://www.slovakrail.sk/sk/preprava-osob/slovensko/produktya-zlavy/bezplatna-preprava-vo-vlakoch-zssk.html
http://www.vlakyzadarmo.sk/category/novinky-o-cestovanivlakmi-zadarmo#.VTZ7nKY5wfk
http://www.preukazstudenta.sk/content/zavedenie-bezplatnejprepravy-pre-studentov-vysokych-skol-od-17112014
Zmluva o dopravných službách vo verejnom záujme pri
prevádzkovaní osobnej dopravy na dráhe v SR. Dostupné z:
http://www.telecom.gov.sk/index/index.php?ids=90706
NARIADENIE EURÓPSKEHO PARLAMENTU A RADY
(ES) č. 1370/2007 z 23. októbra 2007 o službách vo
verejnom záujme v železničnej a cestnej osobnej doprave, kto
rým sa zrušujú nariadenia Rady (EHS) č. 1191/69 a (EHS) č.
1107/70.
NARIADENIE EURÓPSKEHO PARLAMENTU A
RADY (ES) č. 1371/2007 z 23. októbra 2007 o právach a
povinnostiach cestujúcich v železničnej preprave
92
RAIL UNI NET - CELOSVETOVÁ SIEŤ UNIVERZÍT POSKYTUJÚCICH
VZDELÁVANIE V OBLASTI ŽELEZNÍC
Anna Dolinayová
Žilinská univerzita v Žiline, Katedra železničnej dopravy, Univerzitná 1, 010 26 Žilina, +421 41
5133424; [email protected]
Rail Uni Net je celosvetová sieť univerzít, ktorej
cieľom je podporovať vzdelávanie a odbornú prípravu
prostredníctvom spoločných projektov, kurzov a
študijných programov pre oblasť železníc.
Pre dynamicky sa rozvíjajúce odvetvie železničnej
dopravy je nevyhnutné mať dostatok kvalifikovaných
pracovných síl, ako je to uvedené aj v 4. Železničnom
balíčku. Trvalo udržateľný rozvoj nemožno dosiahnuť bez
kontinuálneho profesionálneho rozvoja.
Rail Uni Net poskytuje moderné vzdelávanie pre
moderný železničný priemysel pomocou inovatívnych
metód výučby a učenia vyvinutých a vykonávaných
akademickou obcou pod záštitou UIC. Členmi tejto siete
sú akademickí pracovníci z rôznych univerzít, ako aj
odborníci z oblasti železničného priemyslu a odvetvia
železničnej dopravy.
Koordináciu Rail Uni Net zabezpečuje NewRail.
Námety na diskusiu, príp. spoluprácu možno posielať na
e-mailovú adresu: [email protected]. Aktivity,
na ktorých sa Rail Uni Net podieľa, možno nájsť na
stránke: http://www.railtalent.org/activities.
Prečo je v súčasnosti potrebné poskytovať moderné
vzdelávanie a vyhľadávať talenty v železničnom sektore?
• Celosvetové starnutie populácie: V rozvinutých
krajinách bude menšie percento aktívne pracujúcej
populácie a v rozvojových krajinách ich rast prekročil
rozvoj talentov, čo vedie k vážnemu nedostatku
kvalifikovaných pracovných síl.
• Dopravné
a logistické
spoločnosti
(vrátane
železničných) majú čoraz väčší problém pri
vyhľadávaní pracovníkov s potrebnými zručnosťami,
na správnom mieste a v správny čas.
• V prieskume agendy CEO (Chief executive officier) až
66% generálnych riaditeľov tvrdilo, že nedostatok
správnych zručností je ich najväčšou výzvou.
V súčasnosti je získavanie nových zamestnancov
v oblasti železničnej dopravy a železničného priemyslu
s potrebným vzdelaním a zručnosťami problémom už
nielen vo vyspelých európskych krajinách, ale takmer
v celej Európe.
Na pomoc pri riešenie týchto problémov sa pod
záštitou UIC vytvorila sieť „Global Network of Railway
Talents“. Prostredníctvom poskytnutia spoločnej
platformy chce UIC rozšíriť inovačné kapacity v odvetví
železničnej
dopravy
a prispieť
k zlepšeniu
konkurencieschopnosti tohto odvetvia s využitím
potenciálu svojich talentov.
Ciele projektu:
efektívne riadenie rozvoja programu s cieľom
pripraviť novú generáciu železničných talentov, ktorí
budú pracovať doma aj v zahraničí,
• vytvorenie silného a udržateľného základu na
podporu medzinárodnej spolupráce medzi mladými
talentami v oblasti železničnej dopravy,
• podpora potenciálnej kariéry v sektore železničnej
dopravy.
Základné princípy projektu:
• atraktivita – podporovať rozvoj železničných
talentov
a ich
začlenenie
na
trh
práce
prostredníctvom spolupráce
medzi rôznymi
zúčastnenými stranami,
• kreativita – podporovať a odmeňovať inovačné
nápady, projekty a spoluprácu mladých talentov,
• výkon – preskúmať inovačný potenciál železničného
sektora,
• zodpovednosť – transfer poznatkov pre novú
generáciu železničných manažérov a inžinierov
s cieľom podporiť železničné zručnosti mladých
talentov,
• otvorenosť – vytváranie nových partnerstiev so
subjektami z iných odvetví za účelom vzájomnej
efektívnosti pri využívaní znalostí, zručností
a skúseností.
Článok bol spracovaný z oficiálnej stránky Railway
Talents. Všetky ostatné informácie, udalosti Railway
Talents, ako aj aktivity Rail Uni Net sú dostupné na
internetovej stránke: www.railtalent.org
•
93

železničná doprava a logistika - Fakulta prevádzky a ekonomiky

Transkript

Podobné dokumenty

číslo 2/2012 - Fakulta prevádzky a ekonomiky dopravy a spojov

User Experience a Experience Design

číslo 3, 4 - Strojírenská technologie

KULTURNÍ PŘEHLED | duben–srpen 2009

číslo 1/2013 - Fakulta prevádzky a ekonomiky dopravy a spojov

10 let multibody simulací ve ŠKODA VÝZKUM

Parná lokomotíva

simulace mechatronických systémů