RAPORT FINAL

Contract de finanŃare: 76PED ⁄ 2017

Cod proiect: PN-III-P2-2.1-PED-2016-0748

Titlul proiectului: Demonstrator experimental al unui amortizor de şină

inovativ cu elemente elastice de cauciuc şi amortizare cu ulei

Director de proiect: Prof.dr.ing. Traian Mazilu

1

1. Obiectivele prevăzute/realizate

Scopul acestui proiect este de a realiza şi testa un demonstrator experimental pentru un

amortizor de şină de concepŃie inovatoare cu performanŃe îmbunătăŃite în ceea ce priveşte

reducerea vibraŃiilor şinei şi zgomotului, care combină proprietăŃile vâsco-elastice ale

cauciucului cu capacitatea mare de amortizare a uleiului.

Pentru atingerea scopului proiectului, s-au propus următoarele obiective specifice:

(a) stabilirea principalilor parametrii funcŃionali ai amortizorului de şină;

(b) proiectarea şi realizarea amortizorului de şină;

(c) testarea funcŃionalităŃii şi verificarea performanŃelor amortizorului de şină;

(d) diseminarea rezultatelor proiectului în articole ştiinŃifice şi în cadrul unui workshop.

Obiectivele proiectului au fost realizate în totalitate, după cum urmează.

(a) Stabilirea principalilor parametrii funcŃionali ai amortizorului de şină

Amortizorul de şină conceput în cadrul acestui proiect are o construcŃie compactă

formată din două piese cilindrice îmbinate prin două inele de cauciuc şi asamblate într-o

carcasă de cauciuc care se montează prin lipire pe partea superioară a tălpii şinei şi pe partea

laterală a inimii acesteia.

Amortizorul de şină funcŃionează pe baza principiului amortizorului dinamic cu două

grade de libertate care preia din energia de vibraŃiei a şinei în domeniul de rezonanŃă când

amplitudinea vibraŃiei masei absorbitorului este maximă. Ca urmare, principalii parametrii

funcŃionali ai amortizorului de şină sunt frecvenŃele proprii.

Fig. 1. Modelul mecanic al căii de rulare cu amortizoare de şină: 1. Şina; 2. PlăcuŃele de şină;

3.Traversele; 4. Prisma de balast; 5. Amortizoarele de şină; 6. Carcasa de cauciuc; 7. Corp exterior;

8. Corp interior; 9. Inele elastice.

2

FrecvenŃele proprii se pot stabili plecând de la modelul mecanic al căii de rulare

prezentat în figura 1 şi care este recomandat de literatura de specialitate [1]. Acesta este un

model cu parametri distribuiŃi, care prezintă avantajul simplităŃii prin neluarea în seamă a

influenŃei distanŃei dintre traverse, aspect care nu influenŃează rezultatele de bază. Într-adevăr,

influenŃa distanŃei dintre traverse se manifestă într-un domeniu relativ restrâns de frecvenŃă, în

jurul frecvenŃei de rezonanŃă ale vibraŃiilor de încovoiere ale şinei pe traverse. Acest domeniu

depinde în principal de tipul şinei şi de distanŃa dintre traverse. Spre exemplu, la şina UIC 49

prinsă de traverse distanŃate la 60 cm, rezonanŃa datorată vibraŃiilor de încovoiere ale şinei

este la cca. 880 Hz, în timp ce la şina UIC 60, păstrând aceeaşi distanŃă între traverse,

rezonanŃa vibraŃiilor de încovoiere se produce la 1070 Hz.

Modelul constă dintr-o grindă rezemată pe o fundaŃie elastică cu mai multe straturi

elastice şi inerŃiale succesive ale căror caracteristici se calculează prin raportare la distanŃa

dintre două traverse. Acestea straturi modelează efectul plăcuŃelor de şină, traverselor şi

prismei de balast. De grindă mai sunt prinse alte straturi elastice şi inerŃiale care modelează

carcasa de cauciuc, corpul exterior, corpul interior şi inelelor de cauciuc ale unei perechi de

amortizoare. Şi în acest caz, parametrii straturilor sunt calculaŃi corespunzător distanŃei dintre

traverse.

Reducerea modelului căii de rulare la o singură şină cu fundaŃie elastică se justifică prin

aceea că atât calea, cât şi vehiculul care ipotetic circulă pe acesta, sunt structuri simetrice în

raport cu axa longitudinală. În plus, vibraŃiile care interesează în această problemă sunt de

frecvenŃe mult mai mari decât cele ale vehiculului, înŃelegând prin aceasta că este vorba pe de

o parte de frecvenŃele sistemului roată-şină, iar pe de altă parte de frecvenŃele modurilor rigide

de vibraŃie ale vehiculului, iar vibraŃiile de pe un fir nu sunt corelate cu cele de pe celălalt fir,

calea şi roŃile având rugozităŃi pe suprafeŃele de rulare cu caracteristici aleatoare.

Şina este modelată ca o grindă infinită uniformă de tip Timoshenko aşezată pe o

fundaŃie elastică cu două etaje elastice de tip Winkler cu amortizare histeretică, între care este

inserat un strat inerŃial. Primul etaj elastic de tip Winkler modelează proprietăŃile elastice şi de

amortizare ale plăcuŃelor de şină. Al doilea etaj elastic de tip Winkler modelează proprietăŃile

elastice şi de amortizare ale prismei de balast. Referitor la modelarea traverselor, se menŃionează că datorită rigidităŃii foarte mari a acestora (sunt fabricate din beton

precomprimat), acestea pot fi considerate ca un strat inerŃial între suportul de şină şi balast.

Amortizoarele de şină sunt modelate prin două straturi inerŃiale corespunzătoare

corpurilor exterioare şi, respectiv, corpurilor interioare. Stratul inerŃial al corpului exterior

este legat de grindă (şină) printr-un strat elastic (Winkler) care corespunde carcasei de

cauciuc. Cele două straturi inerŃiale sunt legate între ele printr-un strat elastic Winkler care

modelează inelele de cauciuc.

Pe baza acestui model au fost elaborate programele de simulare numerică cu ajutorul

cărora au fost stabilite frecvenŃele proprii ale amortizorului în funcŃie de modul în care acesta

atenuează vibraŃiile şinei. La proiectarea amortizorului s-au preliminat:

- frecvenŃa joasă necuplată la 100 Hz;

- frecvenŃa înaltă necuplată la 1000 Hz.

3

(b) Proiectarea şi realizarea amortizorului de şină; Prima etapă a proiectării amortizorului constă în stabilirea dimensiunilor de gabarit pe

baza spaŃiului disponibil de montaj, considerându-se şina UIC 49 (fig. 2).

Pentru stabilirea lungimii amortizorului de şină trebuie s-a Ńinut cont de mai multe

considerente. Lungimea mare a amortizorului va permite ca masa acestuia să fie mai mare, cu

efecte pozitive asupra capacităŃii de a reduce amplitudinea vibraŃiilor de-a lungul şinei. Pe de

altă parte, dacă lungimea amortizorului de şină este prea mare, atunci frecvenŃa modurilor

proprii de încovoiere scade şi poate reduce eficacitatea acestuia. S-a adoptat L = 234 mm (fig.

3).

Fig. 2. Explicativă pentru determinarea dimensiunilor secŃiunii amortizorului de şină.

Fig. 3. Explicativă pentru montarea amortizorului de şină între traverse:

(a) vedere laterală; (b) vedere de sus (d = distanŃa dintre traverse, L= lungimea amortizorului).

4

A doua etapă a proiectării constă în calculul de predimensionare. Având în vedere

geometria complicată a carcasei de cauciuc, problema calculului de pre-dimensionare se

abordează în următoarea manieră: pe baza dimensiunilor de gabarit ale amortizorului stabilite

în secŃiunea anterioară se calculează masele corpurilor amortizorului şi masa carcasei

acestuia. Impunând frecvenŃele proprii necuplate, vor rezulta rigidităŃile carcasei şi a inelelor

de cauciuc. Dimensiunile finale se stabilesc în urma calculului cu elemente finite astfel încât

să fie realizate constantele elastice necesare sau cât mai apropiate.

A treia etapă a avut ca obiect proiectarea amortizorului de şină asistată de calculator. S-

a elaborat un model al amortizorului de şină bazat pe metoda elementului finit (MEF) [2 - 4]

cu ajutorul căruia au fost calculate matricele de rigiditate ale inelelor de cauciuc şi ale carcasei

de cauciuc. Practic, s-a considerat că amortizorul de şină este un sistem format din două mase

considerate rigide (corpul exterior inclusiv cele două capace şi corpul interior) legate între ele

cu elemente elastice din cauciuc (inelele) şi legate la şină prin carcasa de cauciuc. Deoarece

fiecare masă are şase grade de libertate, rigidităŃile prezintă trei componente de translaŃie şi

trei de rotaŃie pe direcŃiile principale.

Pentru determinarea rigidităŃilor echivalente pe direcŃiile principale se izolează pe rând

cele două corpuri. Ele se consideră fixate de elementele elastice ataşate: corpul interior de

inelele de cauciuc, iar corpul exterior de carcasa de cauciuc. Elementele elastice se consideră

fixate pe contururile exterioare şi astfel se obŃin două sisteme masă arc izolate între ele,

fiecare cu şase grade de libertate. Folosind MEF şi încărcări statice cunoscute, aplicate pe câte

o singură direcŃie, se determină matricea de flexibilitate a elementului elastic. Prin inversarea

matricei de flexibilitate se obŃine matricea de rigiditate a elementului elastic [K]

corespunzătoare celor trei direcŃii, la translaŃie şi la rotaŃie.

Spre exemplu, figura 4 prezintă modelul cu elemente finite al corpului interior şi al

inelelor de cauciuc.

Fig. 4. Modelul cu element finit pentru corpul interior şi inelele de cauciuc.

Figura 5 arată condiŃiile la limită şi schema de încărcare verticală a corpului interior, iar

figura 6 prezintă distribuŃia deplasărilor verticale. Se precizează că datorită simetriei, situaŃia

este identică în cazul încărcării laterale a corpului interior.

5

Fig. 5. CondiŃiile la limită şi încărcarea verticală pentru corpul interior.

Fig. 6. DistribuŃia deplasărilor UY pentru corpul interior.

În final, se obŃine matricea de rigiditate, în unităŃi de măsură SI, adică [N/m] pentru

rigidităŃile de translaŃie şi respectiv [Nm/rad] pentru cele de rotaŃie, cu precizarea că din

această matrice se pot extrage rigidităŃile inelelor de cauciuc de pe diagonala principală,

respectiv, 1,7241 MN/m.

4.8077e+05 0.00E+00 0.00E+00 0.00E+00 0.00E+00 0.00E+00 1

0.00E+00 1.7241e+06 0.00E+00 0.00E+00 0.00E+00 0.00E+00 2

0.00E+00 0.00E+00 1.7241e+06 0.00E+00 0.00E+00 0.00E+00 3

0.00E+00 0.00E+00 0.00E+00 129.7 0.00E+00 0.00E+00 4

0.00E+00 0.00E+00 0.00E+00 0.00E+00 14749 0.00E+00 5

[K]=

0.00E+00 0.00E+00 0.00E+00 0.00E+00 0.00E+00 14749 6

6

Fig. 7. Modelarea cu elemente finite a carcasei de cauciuc şi a corpului exterior.

Fig. 8. CondiŃiile la limită şi încărcarea verticală pentru carcasă.

Fig. 9. DistribuŃia deplasărilor UY pentru carcasă.

7

În mod asemănător se procedează cu corpul exterior şi carcasa de cauciuc (v. fig. 7 - 9)

şi rezultă matricea de rigiditate sub forma 1 2 3 4 5 6

4.7235e+06 0 0 0 -11127 -27834 1

0 4.3679e+07 48789 -30775 0 0 2

0 48789 2.4402e+07 -7481 0 0 3

0 -30775 -7481 4718.8 0 0 4

-11127 0 0 0 1.2112e+05 -52229 5

[K]=

-27834 0 0 0 -52229 2.1469e+05 6

Dacă se neglijează elementele nediagonale din matricea de rigiditate, se poate extrage

rigiditatea verticală a carcasei, 43,679 MN/m.

Pe baza rezultatelor obŃinute mai sus, au fost recalculaŃi parametrii funcŃionali ai

amortizorului:

- frecvenŃa joasă necuplată la 166 Hz;

- frecvenŃa înaltă necuplată la 897 Hz.

Se poate aprecia că rezultatele obŃinute sunt suficient de apropiate de cele recomandate.

S-a trecut la elaborarea proiectului amortizorului de şină, al cărui ansamblu este

prezentat în figura 10. Pe baza proiectului amortizorului de şină, au fost confecŃionate un

număr de 20 de amortizoare de către S.C. METABET S.A. cu sediul în municipiul Piteşti, în

regim de activitate subcontractată.

Fig. 10. Amortizor de şină - ansamblu.

8

(c) Testarea funcŃionalităŃii şi verificarea performanŃelor amortizorului de şină S-a utilizat un cupon de şină de tip UIC 49, având lungimea de 735 mm, rezemat pe

două plăcuŃe de şină distanŃate la 60 cm, simetrice în raport cu mijlocul cuponului de şină. Pe

cuponul de şină sunt montate la mijloc două amortizoare. S-a determinat răspunsul în

frecvenŃă, plecând de la răspunsul în timp (acceleraŃia) la un impuls aplicat cu ajutorul unui

ciocan de impact şi aplicând integrala Fourier.

Cu montajul prezentat în figura 11 a fost determinat răspunsul în frecvenŃă al corpului

exterior al amortizorului prin comparaŃie cu răspunsul în frecvenŃă la mijlocul şinei (fig. 12).

Fig. 11. Determinarea experimentală a răspunsului dinamic al corpului exterior –

amortizor montat pe şină.

101

102

103

10-12

10-11

10-10

10-9

10-8

10-7

10-6

10-5

Frecventa (Hz)

Re

ce

pta

nta

(m

/N)

Fig. 12. Răspunsul dinamic al corpului exterior la excitaŃie verticală:

receptanŃa şinei – negru, receptanŃa corpului exterior – roşu.

Analiza răspunsului şinei (la excitaŃie verticală) relevă o anti-rezonanŃă la cca. 670 Hz

urmată de o rezonanŃă la aprox. 1075 Hz (v. curba de culoare neagră). La frecvenŃe mai joase,

răspunsul şinei este dominat de trei frecvenŃe de rezonanŃă la 10, 77 şi 120 Hz care sunt

9

datorate rezemării cuponului de şină. Se observă că răspunsul corpului exterior este mai mare

decât cel al ciupercii şinei în domeniul de frecvenŃă cuprins între 60 şi 700 Hz, ceea ce

semnifică că acesta preia cea mai mare parte din energia provenită de la factorul de excitaŃie.

Testarea propriu-zisă a funcŃionalităŃii amortizorului de şină a fost efectuată pe cuponul

scurt de şină prin compararea răspunsului dinamic al şinei cu amortizoare montate cu cel

obŃinut în cazul şinei fără amortizoare. În ambele cazuri excitaŃia a fost aplicată la mijlocul

cuponului şi s-au măsurat acceleraŃiile atât la mijloc cuponului, cât şi la unul dintre capetele

acestuia, în dreptul reazemului (fig. 13).

Fig. 13. Determinarea experimentală a funcŃionalităŃii amortizorului de şină.

101

102

103

10-11

10-10

10-9

10-8

10-7

10-6

10-5

Frecventa (Hz)

Recep

tanta

(m

/N)

Fig. 14. ReceptanŃa la mijlocul cuponului de şină – excitaŃie la mijloc:

negru – fără amortizoare, roşu – cu amortizoare.

10

101

102

103

10-12

10-11

10-10

10-9

10-8

10-7

10-6

Frecventa (Hz)

Re

cep

tan

ta (m

/N)

Fig. 15. ReceptanŃa la capătul cuponului de şină – excitaŃie la mijloc:

negru – fără amortizoare, roşu – fără amortizoare.

Figurile 14 şi 15 prezintă receptanŃele şinei la mijlocul cuponului şi la unul dintre capete

atât în cazul cu amortizoare, cât şi în cel fără amortizoare. Se observă că la mijlocul cuponului

de şină amortizoarele diminuează răspunsul dinamic în domeniul frecvenŃelor joase şi medii,

în timp ce la un capăt, amortizoarele influenŃează răspunsul în domeniul frecvenŃelor medii şi

înalte. Se poate trage concluzia că prin măsurătorile efectuate, s-a demonstrat funcŃionalitatea

amortizoarelor de şină.

Evaluarea performanŃelor amortizorului de şină s-a efectuat utilizând metoda cuponului recomandată de literatura de specialitate pentru încercări de laborator. S-a utilizat un cupon de

şină UIC 49 cu lungimea de 5,4 m aşezat pe reazeme elastice formate fiecare din câte 7 plăci

de cauciuc astfel încât frecvenŃa proprie la săltare să fie mai mică decât prima frecvenŃă

proprie la încovoiere (fig. 16).

Au fost montate accelerometre la cele două capete ale cuponului (fig. 17). Pentru

uşurarea expunerii, denumim capăt activ, capătul la care s-a aplicat forŃa de excitaŃie cu

ajutorul ciocanului de impact, şi capăt pasiv, celălalt capăt.

Răspunsul şinei s-a determinat aşadar la cele două capete atât pentru şina fără

amortizoare (fig. 16), cât şi pentru şina cu amortizoare (fig. 18). Se menŃionează că au fost

montate 9 perechi de amortizoare în mod echidistant la intervale de 60 cm. DistanŃa dintre

capetele şinei şi primele perechi de amortizoare este de 30 cm. Luând în calcul faptul că masa

unui amortizor este de 3,4 kg, rezultă o masă liniară echivalentă de 11,3 kg/m.

Atenuarea vibraŃiei este determinată prin prelucrarea acceleraŃiilor măsurate la cele două

capete ale cuponului de şină când ciocanul de impact este aplicat la capătul activ. Răspunsul

în frecvenŃă este calculat utilizând integrala Fourier pentru fiecare interval de 1/3 octavă, iar

apoi este calculată atenuarea.

11

Fig. 16. Cupon de şină pe reazeme elastice.

Fig. 17. Montarea accelerometrelor.

Fig. 18. Cupon de şină cu amortizoare pe reazeme elastic.

Figurile 19 şi 20 prezintă receptanŃele măsurate atât pentru cazul şină neamortizată, cât

şi pentru cazul şină amortizată (la capătul activ – fig. 19 şi la capătul pasiv – fig. 20).

12

101

102

103

10-10

10-9

10-8

10-7

10-6

10-5

10-4

Frequence [Hz]

Rece

pta

nce [m

/N]

Fig. 19. ReceptanŃa la capătul activ: negru – şină neamortizată, roşu – şină amortizată.

101

102

103

10-10

10-9

10-8

10-7

10-6

10-5

10-4

Frequence [Hz]

Re

ce

pta

nce

[m

/N]

Fig. 20 ReceptanŃa la capătul pasiv: negru – şină neamortizată, roşu – şină amortizată.

200 300 400 500 600 700 800 900 1000

5

10

15

20

25

30

Frequence [Hz]

Ate

nu

atio

n [d

B]

Fig. 21. Atenuarea: negru – la capătul activ, roşu – la capătul pasiv.

13

Se observă că datorită montării amortizoarelor, frecvenŃele de rezonanŃă se reduc într-o

anumită măsură, iar acest aspect are legătură cu creşterea masei modale a modurilor proprii de

încovoiere. De notat faptul că amortizarea este eficientă între 100 şi 1000 Hz. Atenuarea

vibraŃiei la ambele capete ale cuponului de şină pentru şina neamortizată – şină cu

amortizoare este prezentată în figura 21 pentru intervalele de 1/3 octavă de la 160 la 1000 Hz.

Concluzie: Amortizoarele de şină realizate în acest proiect au domeniul de lucru

cuprins între 160 şi 1000 Hz, interval în care atenuarea vibraŃiei (neamortiza/amortizat) este

cuprinsă între 6 şi 22 dB.

(d) Diseminarea rezultatelor proiectului.

Rezultatele obŃinute în cadrul proiectului au fost diseminate pe tot parcursul

implementării proiectului. Acestea au fost prezentate după cum urmează:

� în 9 articole publicate sau aflate în curs de publicare – 2 articole publicate în

proceedings-uri indexate Web of Science, 1 articol publicat într-o revistă indexată

SCOPUS, 1 articol publicat într-un proceedings indexat SCOPUS, 2 articole publicate

în volumul unui simpozion naŃional, 3 articole prezentate la conferinŃe internaŃionale -

aflate în curs de publicare, şi 1 articol în evaluare la o revistă indexat Web of

Science/SCOPUS, după cum urmează:

Articole publicate în proceedings-uri indexate Web of Science

1. Traian Mazilu, The dynamics of an infinite uniform Euler-Bernoulli beam on bilinear

viscoelastic foundation under moving loads, X International Conference on Structural

Dynamics, EURODYN 2017, Faculty of Civil and Industrial Engineering of Sapienza

University of Rome, Italy, 10 – 13 September 2017, Procedia Engineering, Vol. 199,

2017, pp. 2561 – 2566.

DOI: 10.1016/j.proeng.2017.09.327

http://www.sciencedirect.com/science/article/pii/S1877705817338122

2. Traian Mazilu, Mihai Leu, Impact of the rail-pad multi-discrete model upon the prediction

of the rail response, IOP Conference Series: Materials Science and Engineering, 2017,

ModTech International Conference - Modern Technologies in Industrial Engineering V,

14-17 June 2017, Sibiu, Romania, Vol. 227, Article number UNSP 012079.

DOI: 10.1088/1757-899X/227/1/012079

http://iopscience.iop.org/article/10.1088/1757-899X/227/1/012079

Articole publicate în reviste / proceedings-uri indexate SCOPUS

3. Mădălina Dumitriu, Ioan Cristian Cruceanu, On the rolling noise reduction by using the

rail damper, Journal of Engineering Science and Technology Review, Vol. 10, Issue 6,

2017, pp. 87-95, ISSN 1791-2377.

DOI: 10.25103/jestr.106.12

14

http://www.jestr.org/index.php?option=com_content&view=article&id=55&Itemid=102

Revistă indexată BDI: SCOPUS, DOAJ, CERN, Google Scholar, EBSCO, ACS.

Journal metrics: Cite Score: 2.18/2016; SCImago Journal Rank (SJR): 0.317/2016; Source

Normalized Impact per Paper (SNIP): 0.466/2016

4. Traian Mazilu, Marius GheŃi, On the vertical interaction between a three-axle bogie and

track, MATEC Web of Conferences - 21st Innovative Manufacturing Engineering &

Energy International Conference – IManE&E 2017, Iaşi, Romania, May 24-27, 2017, Vol.

112, 2017, Article number 06014.

DOI: 10.1051/matecconf/201711206014

https://www.matec-

conferences.org/articles/matecconf/abs/2017/26/matecconf_imane2017_06014/matecconf

_imane2017_06014.html

Articole publicate în proceedings-uri neindexate

5. Mădălina Dumitriu, Ioan Cristian Cruceanu, Metode şi tehnici de atenuare a zgomotului

emis de şină, Simpozionul NaŃional de Material Rulant de Cale Ferată - ediŃia a XV-a, 24

– 25 noiembrie, Bucureşti 2017, Editura MatrixRom, ISSN 1843-9888, pag. 161-185.

6. Mădălina Dumitriu, Dorina Fologea, Metode şi tehnici de atenuare a zgomotului emis de

roată, Simpozionul NaŃional de Material Rulant de Cale Ferată - ediŃia a XV-a, 24 – 25

noiembrie, Bucureşti 2017, Editura MatrixRom, ISSN 1843-9888, pag. 139-160.

Articole prezentate la conferinŃe internaŃionale – în curs de publicare

7. Traian Mazilu, Dorina Fologea, Influence of the rail dampers on the frequency-domain

response of the rail, 22th edition of Innovative Manufacturing Engineering & Energy

International Conference – ImanE&E 2018, Chişinău, Republica Moldova, 31 mai – 2

iunie 2018.

8. Traian Mazilu, Cristian Cruceanu, Numerical study of the interaction between a moving

oscillator and an infinite beam on elastic foundation with bilinear characteristic, 8th

International Conference on Advanced Concepts in Mechanical Engineering - ACME

2018, Iaşi, România, 07 – 08 iunie 2018.

9. Traian Mazilu, Dorina Fologea, Experimental study on the performance of a rail damper,

International Conference – Modern Technologies in Industrial Engineering – ModTech

2018, ConstanŃa, România, 13-16 iunie 2018.

Articol în evaluare la revistă indexată Web of Science

10. Traian Mazilu, IonuŃ Răcănel, George Stoicescu, Applying a laboratory procedure for

testing the efficacy of a rail damper, Romanian Journal of Transport Infrastructure.

� cu ajutorul suportului informatic, utilizând pagina web a proiectului

(http://www.mrcf.pub.ro/cercetare-2017.php);

15

� în cadrul workshop-ului cu tema Mijloace şi tehnici moderne de atenuare a

zgomotului de rulare desfăşurat în data de 24 mai 2018 în Sala de Seminarii

ŞtiinŃifice a FacultăŃii de Căi Ferate, Drumuri şi Poduri din Universitatea Tehnică de

ConstrucŃii Bucureşti.

Punctul central al workshop-ului l-a constituit prezentarea proiectului de către directorul

de proiect, dl. prof.dr.ing. Traian Mazilu de la Universitatea Politehnica din Bucureşti. Acesta

a inclus în prezentare atât elementele iniŃiale ale proiectului – scopul, obiectivele şi gradul de

noutate, descrierea echipei de cercetare, cât şi rezultatele obŃinute în cadrul fiecărei activităŃi

cuprinse în planul de realizare al proiectului şi modul de diseminare al acestora.

În programul workshop-ului au fost incluse şi o serie de prezentări care s-au înscris în

aceeaşi temă a proiectului şi a workshop-ului legată de atenuarea zgomotului de rulare produs

de vehiculele de transport pe şine, după cum urmeză:

- Metode şi tehnici de atenuare a zgomotului emis de şină, prezentată de Ioan Cristian

Cruceanu, doctorand în cadrul Şcolii Doctorale Transporturi din Universitatea

Politehnica din Bucureşti

- Metode şi tehnici de atenuare a zgomotului emis de roată, prezentată de Dorina

Fologea, doctorand în cadrul Şcolii Doctorale Transporturi din Universitatea

Politehnica din Bucureşti

- Utilizarea căii pe dale pentru transportul urban şi extraurban, prezentată de Cătălin

Andrei, doctorand în cadrul Şcolii Doctorale din Universitatea Tehnică de ConstrucŃii

Bucureşti.

2. Gradul de atingere a rezultatelor estimate

În cadrul proiectului a fost proiectat şi realizat un demonstrator experimental al unui

amortizor de şină de concepŃie inovatoare, având următoarele repere, conform schemei prezentată în figurii 22.

- Carcasa de cauciuc – cauciuc cu duritatea Shore 70o – 1 buc;

- Corpul exterior – Ńeavă de oŃel – 1 buc;

- Corpul interior – profil rotund de oŃel – 1 buc;

- Inel interior – cauciuc cu duritatea Shore 70o – 2 buc;

- Capac – profil rotund de oŃel – 2 buc;

- Bilă (de etanşare) – oŃel – 2 buc;

- Şurub (de strângere) – oŃel – 2 buc.

- Ulei mineral – cca. 70 ml.

Masa totală a amortizorului de şină este de cca. 3,4 kg.

În ceea ce priveşte componentele de cauciuc, acestea sunt prevăzute a avea o duritate

Shore 70o, ca un compromis rezonabil între costul acestor componente şi rigiditatea lor.

Se menŃionează că s-a optat pentru etanşarea circuitului de ulei cu ajutorul unui sistem

bilă cu strângere pe con pentru fiabilitatea recunoscută a acestui sistem.

16

Fig. 22. Schema amortizorului de şină: 1. Carcasă de cauciuc; 2. Corp exterior; 3. Corp interior;

4. Inel de cauciuc; 5. Capac; 6. Şurub; 7. Bilă de etanşare; 8. Inima şinei.

În figura 23 este prezentat modul în care pot fi asamblate două amortizoare pe şină (în

desen nu apare ciuperca şinei), cu precizarea că montarea se face la mijlocul distanŃei dintre

două traverse, fie prin lipire, fie cu ajutorul unor cleme elastice de fixare.

Fig. 23. Montarea amortizoarelor de şină (varianta prin lipire): 1. şină; 2. amortizoare.

Fig. 24. Amortizoarele de şină.

17

Au fost confecŃionate un număr de 20 de amortizoare (v. fig. 24). Acestea au fost

realizate de către S.C. METABET S.A. cu sediul în municipiul Piteşti, în regim de activitate

subcontractată (conform Planului de realizare a proiectului).

3. Prezentarea şi argumentarea nivelului de maturitate tehnologică (TRL)

la finalul proiectului

În cadrul proiectului s-a plecat de la un concept de maturitate tehnologică TRL2,

conform căruia controlul vibraŃiei şi zgomotului şinei la circulaŃia trenurilor se poate face cu

ajutorul unui nou tip de amortizor de şină care utilizează efectul combinat al amortizării dat de

ulei şi cauciuc, şi s-a trecut la nivelul de maturitate tehnologică TRL 3 prin demonstrarea

funcŃionalităŃii şi performanŃei amortizorului de şină pe baza studiilor analitice şi rezultatelor

determinărilor experimentale în condiŃii de laborator.

Concret, a fost conceput, calculat şi proiectat un nou amortizor de şină compus dintr-o

carcasă de cauciuc în care este montat prin vulcanizare un corp cilindric metalic (corpul

exterior). În corpul exterior este montat cu ajutorul a două inele de cauciuc un corp cilindric

interior masiv. În spaŃiul dintre cele două corpuri s-a introdus ulei mineral pentru a creşte

capacitatea de a amortiza vibraŃiile. Stabilirea parametrilor principali ai amortizorului de şină

au fost astfel stabiliŃi încât acesta să poată echipa şine de tip UIC 49, care este utilizată pe

scară largă în reŃelele urbane de transport pe şine (tramvai şi metrou). Într-o primă etapă, s-a

efectuat calculul de predimensioare pe baza unui model analitic, iar apoi s-a trecut la

definitivarea proiectului amortizorului de şină prin metoda elementului finit.

Verificarea funcŃionalităŃii şi performanŃei amortizorului de şină privind amortizarea

vibraŃiilor s-a efectuat pe baza rezultatelor obŃinute prin simulări numerice şi determinări

experimentale în condiŃii de laborator. S-a pus în evidenŃă faptul că amortizoarele de şină

lucrează foarte bine într-o plajă largă de frecvenŃă cuprinsă între 160 şi 1000 Hz, amortizarea fiind de 15-22 dB.

4. Modul de atribuire şi exploatare de catre parteneri a drepturilor

de proprietate asupra rezultatelor proiectului;

Conform Acordului ferm de colaborare - Anexa VII/ la Contractul de finantare nr.

76PED/2017 (nr. UPB 1377/26.01.2017 şi nr. UTCB 467/25.01.2017), partenerii şi-au asumat

să pună în aplicare prevederile legale în vigoare referitoare la drepturile de proprietate

intelectuală, în privinŃa oricărui rezultat produs pe durata de implementare a proiectului.

Drepturile de proprietate intelectuală asupra rezultatelor proiectului se împart între cei doi

parteneri, proporŃional cu cota de participare dată de finanŃare.

18

În baza Devizului Postcalcul aferent anului 2017 şi a Devizului Postcalcul aferent anului

2018, cota de participare la drepturile de proprietate intelectuală dată de finanŃarea proiectului

este următoarea:

- Universitatea Politehnica din Bucureşti (UPB) – Coordonator: 66,65%

- Universitatea Tehnică de ConstrucŃii Bucureşti (UTCB) – Partener: 33,35%.

În tabelul de mai jos este prezentat modul de calcul al acestor cote de participare.

Valoare finanŃare

An financiar Partener

2017 2018 Total

Cota de

participare

UPB 277179,80 122454,63 399634,43 66,65 %

UTCB 107525,00 92475,00 200000,00 33,35%

Total proiect 384704,80 214929,63 599634,43 100%

Prin Acordul ferm de colaborare la care s-a făcut referire mai sus, partenerii au convenit

să păstreze confidenŃiale rezultatele obŃinute pe parcursul implementării proiectului şi au fost

de acord să prevină orice utilizare sau divulgare neautorizată a acestora. De asemenea,

partenerii au mai convenit să utilizeze rezultatele obŃinute în cadrul proiectului doar în scopul

îndeplinirii responsabilităŃilor stipulate prin Acordul Ferm de Colaborare.

În ceea ce priveşte drepturile de difuzare a rezultatelor proiectului, prin acelaşi Acord

ferm de colaborare, s-a convenit ca acestea să revină coordonatorului de proiect.

5. Impactul rezultatelor obŃinute

Rezultatele obŃinute în cadrul proiectului au un real potenŃial din punct de vedere tehnic,

ştiinŃific şi social. Este vorba de un nou mijloc eficient şi economic de reducere a zgomotului

de rulare produs de vehiculele feroviare prin atenuarea vibraŃiilor de-a lungul şinei -

amortizorul de şină cu elemente elastice de cauciuc şi amortizare cu ulei. Acest nou tip de

amortizor de şină se bazează pe un principiu simplu de funcŃionare, este robust, versatil şi

poate fi utilizat atât pentru calea clasică cu balast, cât şi pentru calea cu dale de beton. La

toate acestea se adaugă faptul că, la o primă estimare, realizarea amortizorului nu implică

costuri mari de fabricaŃie şi lucrări costisitoare de mentenanŃă.

Utilizarea acestui tip de amortizor va avea un impact semnificativ, în primul rând, din

punctul de vedere al reducerii zgomotului şi a vibraŃiilor în zonele adiacente reŃelei de cale

ferată şi metrou, ceea ce va conduce la îmbunătăŃirea calităŃii vieŃii, creşterea siguranŃei

infrastructurii feroviare şi a confortului călătorilor. În al doilea rând, se creează premisele

extinderii reŃelei feroviare ca mijloc de transport rapid, economic şi cu impact redus asupra

mediului. Totodată, uzura cauzată de vibraŃiile şinei, în special uzura ondulatorie scurtă, se

reduce, ceea ce va avea ca efect micşorarea costurilor de întreŃinere ale căii. În fine, limitarea

19

forŃelor dinamice care solicită suprastructura căii, ca urmare a efectului de atenuare a

vibraŃiilor datorat amortizoarelor de şină, va conduce la creşterea duratei de viaŃă a traverselor

de beton şi a sistemelor de prindere a şinelor, reducerea tasării balastului cu efecte benefice

asupra costurilor de întreŃinere a căii ferate.

Impactul asupra mediului ştiinŃific şi academic se referă în primul rând la promovarea

cercetării originale şi la creşterea capacităŃii de cercetare, cu efecte favorabile asupra

competitivităŃii internaŃionale a cercetării româneşti în domeniu. Diseminarea rezultatelor

cercetărilor prin intermediul lucrărilor ştiinŃifice publicate în reviste sau proceedings-uri de

specialitate indexate în baze de date internaŃionale relevante va contribui la creşterea

vizibilităŃii cercetării ştiinŃifice româneşti. Se vor crea astfel premisele realizării unor

parteneriate internaŃionale şi implicarea în proiecte de cercetare internaŃională a membrilor

echipei de proiect.

Bibliografie

1.Wu, T. X., On the railway track dynamics with rail vibration absorber for noise reduction, Journal of Sound and Vibration 309, 2008, 739-755.

2.Sorohan, Şt., Constantinescu, I.N., Practica modelării şi analizei cu elemente finite, Editura Politehnica Press, Bucureşti, ISBN 973-8449-26-x, 2003, 323 pag

3.Sorohan, Şt., Modelare cu elemente finite în analiza dinamică a structurilor, Editura Matrix Rom, 2011, ISBN 978-973-755-696-7, Bucureşti, 422 pag.

4.Sorohan, Şt., Elemente finite în ingineria mecanică-curs introductiv, Editura Politehnica Press, Bucureşti, 2015, ISBN 978-606-515-604-3, 230 pag.