ВАГОНЫ

Под редакцией
доктора техн, наук проф. М. В. ВИНОКУРОВА

ВТОРОЕ ИСПРАВЛЕННОЕ
И ДОПОЛНЕННОЕ ИЗДАНИЕ

Допущено

Главным управлением высшего образования
Министерства культуры СССР
в качестве учебника для высших учебных заведений
железнодорожного транспорта

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ТРАНСПОРТНОЕ

ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО

Москва 1953
В книге рассматриваются развитие, классификация
и конструкции вагонов, а также современные методы
их расчёта.

Книга допущена Главным управлением высшего
образования Министерства культуры СССР в качестве
учебника для высших учебных заведений железно-
дорожного транспорта.

Учебник написали:

докт. техн, наук проф. М. В. ВИНОКУРОВ — главу 1,
§ 16 и 18 главы VII, § 2 и 3 главы VIII, § 1 — И
главы IX, главу X, § 3—11 главы XVI и главы XVII—XX;

канд. техн, наук доц. Л. А. ША ДУР — § 3 главы IV,
§ 7 главы V, § 1—20 главы XII, главу XIV, § 1, 2, 6, 7
и 10 главы XV;

инж. Г/. Г. ПРОСКУРНЕВ — § 1 и 2 главы IV, §8—13
главы V, § 12—16 главы IX;

канд. техн, наук А. И. МИХАЛЕВСКИЙ— главу II,
§ 1 —15 и 17 главы VII и § 1 главы VIII;

канд. техн, наук В. В. ПРИВАЛОВ — главу XI и § 1 и 3
главы XIII;

докт. техн, наук проф. В. А. ЛАЗАРДН— § 21 главы XII;

канд. техн, наук доц. В. Е. ДОЦЕНКО—главу XXI;

канд. техн, наук Л. А. КОГАН—главу III;

канд. техн, наук С. В. ВЕРШИНСКИЙ — § 12 и 13 гла-
вы XVI;

канд. техн, наук Л. И. ШРАДЕР—§1—6 главы V, §3—5,
8—9, 11—13 главы XV;

канд. техн, наук доц. 3. О. КАРАКАШЬДН — § 1—3 и 5
главы VI;

лауреат Сталинской премии инж. Г. А. КАЗАНСКИЙ —
§2 и4 главы XIII;

инж. А. А. АМЕЛИНА — § 4 главы VI;

канд. техн, наук доц. К. А. ДЫЧКО — § 1 и 2 главы XVI.

Редактор канд. техн, наук доц Л. А. ША ДУР
ПРЕДИСЛОВИЕ

Железнодорожный транспорт СССР имеет важнейшее значение для жизни
всего государства.

Железные дороги связывают в единое государственное целое все области
и районы страны, обеспечивают нормальный оборот продуктов промышлен-
ности и сельского хозяйства путём своевременной и аккуратной доставки гру-
зов к пунктам потребления, удовлетворяют потребности трудящихся в пере-
движении, укрепляют дело обороны Родины.

Коммунистическая партия и Советское правительство проявляют неустан-
ную заботу о развитии и подъёме железнодорожного транспорта. На основе
высокоразвитой тяжёлой индустрии вырос и окреп железнодорожный транс-
порт СССР, увеличилась его техническая оснащённость.

За годы пятилеток возросла сеть железных дорог, увеличилась протяжён-
ность станционных путей, повысилось количество магистралей, оборудован-
ных автоблокировкой и рельсами тяжёлого типа, обновлены и пополнены
локомотивный и вагонный парки и т. д.

Железнодорожный транспорт нашей страны сыграл большую роль в вы-
полнении пятилетних планов развития народного хозяйства, в обеспечении
военных перевозок в период Великой Отечественной войны, а также в после-
военном восстановлении и развитии экономики СССР.

Директивами XIX съезда партии по пятому пятилетнему плану развития
СССР на 1951—1955 гг. предусмотрен новый мощный подъём всех отраслей
народного хозяйства, в том числе Железнодорожного транспорта и его вагон-
ного хозяйства.

Железнодорожный транспорт пополняется новым подвижным составом
в таком количестве, что будут полностью удовлетворены потребности дорог
в пассажирских и грузовых, в том числе изотермических вагонах. В 1951 —
1955 гг. завершится в основном перевод на автосцепку всего рабочего парка
вагонов и будет приступлено к оборудованию их роликовыми подшипниками.

Важнейшими задачами железнодорожного транспорта и, в частности, ва-
гонного хозяйства являются всемерное сокращение времени оборота вагонов,
значительное улучшение использования их грузоподъёмности и увеличение
веса грузовых поездов.

Претворяя в жизнь решения XIX съезда партии, железнодорожный транс-
порт добился известных успехов в перевозке народнохозяйственных грузов.

Однако теперь, когда партией и правительством намечен крутой подъём
производства предметов народного потребления и дальнейший неуклонный
рост продукции тяжёлой промышленности, к железнодорожному транспорту
предъявляются новые серьёзные требования.

В связи с этим Совет Министров СССР и Центральный Комитет КПСС в на-
чале октября 1953 г. приняли постановление о дальнейшем улучшении работы
железнодорожного транспорта по перевозкам грузов, особенно товаров народ-
ного потребления. Этим постановлением намечены важнейшие мероприятия
по увеличению и ускорению перевозок товаров народного потребления, про-
дукции сельского хозяйства и грузов тяжёлой индустрии, а также усилению
производственно-технической базы железнодорожного транспорта.
Для наиболее полного удовлетворения в перевозках товаров народного
потребления на железных дорогах получают широкое распространение но-
вые, совершенные конструкции вагонов. К ним относятся изотермические
вагоны с потолочными приборами охлаждения; изотермические вагоны и цис-
терны с котлами из нержавеющей стали для перевозки молока; поезда с меха-
ническим охлаждением (в летнее время) и электрическим отоплением (в зим-
нее время) для перевозки свежей рыбы, фруктов и мороженого мяса; вагоны
для перевозки скота и живой рыбы и ряд других конструкций вагонов.

Наряду с этим для обеспечения перевозок всех видов грузов, а также луч-
шего использования грузоподъёмности и снижения собственного веса вагонов,
кроме перечисленных, создаются новые типы вагонов. Такими новыми кон-
струкциями являются: крытый вагон с увеличенными размерами кузова и об-
легчённым собственным весом для перевозки крупного скота; крытый вагон
для перевозки мелких животных и птиц (многоярусный); крытый вагон для
перевозки автомашин, сельскохозяйственных машин, мебели и фуража и дру-
гие вагоны.

Кроме грузовых вагонов, в настоящее время строятся и продолжают со-
вершенствоваться конструкции пассажирских вагонов. Эти вагоны имеют бес-
челюстные тележки, приточно-вытяжную систему вентиляции, водяное отоп-
ление, хорошее электрическое освещение, красивый внешний вид и внутрен-
нюю отделку. Одновременно разрабатываются конструкции устройств для
полного кондиционирования воздуха в пассажирских вагонах.

Бурный рост народного хозяйства, неуклонное повышение материального
и культурного уровня советского народа предъявляют к конструкции вагонов
повышенные требования. Они должны быть прочны, полностью удовлетворять
требованиям безопасности движения поездов, иметь минимальный собствен-
ный вес, обеспечивать наиболее эффективное использование грузоподъёмности;
не должны вызывать больших расходов на изготовление, содержание и ремонт.
Пассажирские вагоны, кроме того, должны удовлетворять всем современным
гигиеническим требованиям.

Конструирование, методы расчёта, технологические процессы постройки
и ремонта вагонов постоянно совершенствуются. Инженеры, работающие в об-
ласти вагоностроения, ремонта и эксплуатации вагонов, должны хорошо знать
конструкции и современные методы расчётов на прочность, взаимодействие
ходовых частей и рельсового пути, продольную динамику поезда, отопление,
вентиляцию и электрооборудование вагонов, а также технологию и организа-
цию вагоностроения и ремонта.

Настоящий учебник написан в соответствии с программой по дисциплине
«Вагоны» для вагонной специальности механических факультетов транспорт-
ных втузов.

При подготовке второго издания учебника учтены выполненные в послед-
ние годы исследования в области динамики, прочности и теплотехники вагона,
новые конструкции вагонов и их узлов, оборудование вагонов роликовыми
подшипниками, а также требования по совершенствованию теплотехнических
качеств кузовов пассажирских и изотермических вагонов и введению конди-
ционирования воздуха. Большое внимание уделено вопросам безопасности
движения — одному из главных требований, предъявляемых к железнодорож-
ному транспорту. Поэтому соответствующие разделы учебника во втором из-
дании получили большее развитие; одновременно осуществлено сокращение
некоторых разделов учебника.

При подготовке второго издания учебника учтены все ценные замечания и
предложения, полученные от научных сотрудников Бежицкого института транс-
портного машиностроения, Днепропетровского, Харьковского, Ростовского,
Ташкентского и Тбилисского институтов железнодорожного транспорта,
Отделения вагонного хозяйства ЦНИИ, инженерно-технических работни-
ков вагонных служб Юго-Западной и Томской ж. д., а также отдельных лиц.
Учтены также рецензии на первое издание учебника, опубликованные в печати.
ГЛАВА I

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

1. ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ И КЛАССИФИКАЦИЯ
ВАГОНОВ

Вагоном называется единица подвижного состава, перемещаемая по рель-
совым путям локомотивом с заданными скоростями и предназначенная для
перевозки пассажиров или грузов.

Несмотря на большое разнообразие типов вагонов, их можно разделить
на две основные группы: пассажирские и грузовые.

Парк пассажирских вагонов состоит из вагонов, предназначенных к пе-
ревозке пассажиров, вагонов-ресторанов, почтовых, багажных и вагонов
специального назначения (§254 ПТЭ1). К пассажирским вагонам специального
назначения относятся служебные, вагоны-лаборатории, вагоны-клубы и др.

Парк грузовых вагонов состоит из крытых вагонов, полувагонов, плат-
форм, цистерн, изотермических и вагонов специального назначения
(§ 254 ПТЭ).

К грузовым вагонам специального назначения относятся вагоны с опро-
кидывающимися кузовами, транспортёры, вагоны вспомогательных и пожар-
ных поездов, вагоны-мастерские и др.

По условиям эксплуатации вагоны подразделяются на общесетевые и
промышленного транспорта. К общесетевым относятся вагоны, которые
допускаются для курсирования в гружёном состоянии по железным доро-
гам СССР. Вагоны промышленного транспорта допускаются к курсированию
в гружёном состоянии только по внутризаводским и другим промышленным
путям замкнутого направления.

Каждый вагон независимо от его назначения имеет элементы, общие
для любого типа вагона. К таким элементам или группам деталей относятся
(фиг. 1): ходовые части /, рама вагона 2, ударно-тяговые приборы 3, кузов
4 и тормоз 5.

К ходовым частям (фиг. 2) относятся: колёсные пары /,
буксы 2 и их направляющие 12, пружины 5, рессоры 4 и другие детали рессор-
ного подвешивания, а в тележках, кроме того, рама тележки 3, подрессорная
балка 6, надрессорная балка 7, люлечные подвески 8 и другие детали.
Ходовые части обеспечивают безопасное передвижение вагона по рельсовому
пути с необходимой плавностью хода и наименьшим сопротивлением дви-
жению.

В зависимости от числа колёсных пар вагоны называются двух-, трёх-,
четырёх- и шестиосными. Имеются вагоны и с большим числом колёсных пар
(осей). Колёсные пары двух- и трёхосных вагонов устанавливаются под ку-
зовом вагона независимо одна от другой; в четырёхосных вагонах колёсные
пары связаны попарно между собой или тележками или таким образом, что
смежные концы рессор двух рядом стоящих колёсных пар имеют подвески,
прикреплённые к концам общего для них балансира.

Правила технической эксплуатации железных дорог Союза ССР.
Фиг. 1. Четырёхосный металлический пассажирский вагон длиной 23,6 м

Фиг. 2. Тележка четырёхосного металлического

пассажирского вагона длиной 23,6 м

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
В первом случае четырёхосный вагон называют тележечным вагоном,
а во втором — вагоном со связанными поворотными осями.

Шестиосные и многоосные вагоны строятся тележечными с двумя, тре-
мя и большим числом колёсных пар в тележке.

Особенностью колёсной пары железнодорожного вагона является то,
что на её ось 1 наглухо насаживаются два колеса 2 (фиг. 3). Во избежание
схода вагона с рельсов поверхность катания колёс с внутренней стороны
ограничивается гребнем 7.

Букса 3 имеет корпус, внутри которого помещаются смазочное устрой-
ство, вкладыш 4 и подшипник 5. Подшипник лежит на осевой шейке 6 и пе-
редаёт на неё нагрузку от те-
лежки и кузова вагона. Буксы
с роликовыми подшипниками
имеют обычно два подшипника
и дополнительные детали для
закрепления подшипников на
шейке оси.

На боковых поверхностях
корпуса буксы имеются пазы,
в которых размещаются буксо-
вые направляющие (лапы, челю-
сти), прикреплённые к раме
вагона или тележки. В бесчелю-
стных тележках пазы букс,
буксовые лапы и челюсти от-
сутствуют; направляющими этих
букс служат пружины и колон-
ки, штыри которых пропуска-
ются в отверстия специальных
кронштейнов корпусов букс.

Пружины и рессоры 8 предназначены главным образом для смягчения толч
ков, воспринимаемых вагоном от неровностей пути, выщербин, ползунов и-
других дефектов колёсных пар, от действия центробежной силы на кривых
участках пути и давления ветра. В отдельных случаях рессоры и пружины
выполняют роль возвращающего устройства. От гибких свойств пружин и
рессор зависят плавность хода вагонов и напряжения, возникающие в рельсах,
ходовых частях, раме и дру -
гих деталях вагона во время
его движения. Конструкция,
обеспечивающая передачу
усилий от рамы вагона на
буксы при помощи пружин
и рессор, называется рессор-
ным подвешиванием. Простей-
шее рессорное подвешивание
изображено на фиг. 4.

В тележечных пассажир-
ских вагонах преимуществен-
но имеется двойное рессор-

ное подвешивание: центральное, выполненное в виде эллиптических
рессор 4, размещённых в люльке, и надбуксовое, выполненное при по-
мощи пружин 5 (см. фиг. 2).

На рессоры центрального подвешивания опирается надрессорная балка 7;
рессоры 4 опираются на подрессорную балку 6, подвешенную люлечными
подвесками 8 к раме тележки 3.

Рама тележки пассажирских вагонов имеет две боковые балки (боковины),
две средние поперечные и две концевые поперечные балки. В грузовых ваго-
нах рама тележки представлена только двумя боковинами.

Фиг. 4. Рессорное подвешивание двухосного
грузового вагона
Рама вагона является основанием кузова: она воспринимает вер-
тикальные и горизонтальные усилия, действующие на вагон, и состоит из
продольных (боковых и хребтовой1) и поперечных (буферных, шкворневых и
промежуточных) балок. В тележечных вагонах рама через пятники 10 опи-
рается на подпятники 9 тележек (см. фиг. 2). Через пятник и подпятник обычно
пропускается шкворень. По ГОСТ 3616-47 пятник называется «верхним пят-
ником», а подпятник — «нижним пятником». Пятник укреплён на попереч-

Фиг. 5. Четырёхосный крытый грузовой вагон

ной (шкворневой) балке рамы вагона, а подпятник — на надрессорной
балке 7 тележки. Пятники служат основными опорами рамы в отличие от сколь-
зунов 11, на которые рама опирается при движении по кривым, при действии
ветровой нагрузки и других горизонтальных поперечных сил.

Расстояние между осями крайних колёс у нетележечных вагонов назы-
вается базой вагона. В тележечных вагонах базой называется рассто-
яние между осями шкворней пятников.

Фиг* 6. Четырёхосный полувагон с вертикальными стенками (гондола)

У д а р и о-т яговые приборы служат для сцепления вагонов
между собой и локомотивом, для передачи и смягчения действия тяговых и
сжимающих усилий от одного вагона к другому.

Ударно-тяговые приборы состоят из комплектов упряжных крюков со
стяжками и буферов. Ударно-тяговым прибором при автоматическом сцеп-
лении является автосцепка.

Рамы некоторых вагонов старой конструкции хребтовых балок не имеют.
Кузов вагона прочно укрепляется на раме или составляет с ней одно
целое. Под кузовом вообще понимается часть вагона, являющаяся помеще-
нием для пассажиров или грузов.

Конструкция кузова зависит от назначения вагона.

В вагонах, предназначенных для перевозки пассажиров, кузова устраи-
ваются с окнами, дверями, диванами и пр. В этих вагонах также имеются
уборные и устройства для отопления, освещения и вентиляции.

Фиг 7. Четырёхосный полувагон с наклонными торцевыми стенками (хоппер)

В вагонах дальнего следования имеются диваны с подъёмными спинками
или диваны и откидные полки для лежания пассажиров; часть вагонов даль-
него следования делается купейными с мягкими или жёсткими диванами.

В вагонах местного и пригородного сообщения, в которых пассажир;на-
ходится сравнительно короткое время, устраиваются только диваны для си-
дения и полки для багажа.

Устройство кузова грузового вагона зависит от рода грузов, для пере-
возки которых он предназначен, а именно:

1)	для зерновых и других сыпучих грузов, подверженных атмосферным
влияниям, тарно-упаковочных и высокоценных грузов служат крытые вагоны
(фиг. 5) с люками и задвижными дверями;

Фиг. 8. Четырёхосный грузовой вагон-платформа

2)	для перевозки навалочных грузов (руда, каменный уголь, флюсы
и т. п.) кузов делается без крыши. Вагоны с таким кузовом называются по-
лувагонами (гондолы — фиг. 6 и хопперы — фиг. 7);

3)	для грузов длинных и громоздких (лесоматериалы, прокат, строитель-
ные материалы и т. д.) применяются вагоны без кузова, но с бортами
(а иногда и без них), называемые платформами (фиг. 8);
4)	для грузов наливных (нефть, керосин, бензин и т. п.) кузовом вагона
служит специальный резервуар (котёл) обычно цилиндрической формы. Та-
кой вагон носит название цистерны (фиг. 9).

Для перевозки высоковязких нефтяных продуктов применяются спе-
циальные полувагоны с рубашкой для поверхностного подогрева груза па-
ром (полувагоны конструкции А. А. Скорбященского, см. фиг. 406);

5)	для перевозки скоропортящихся грузов (мяса, рыбы, молока, фрук-
тов и т. п.) применяются изотермические вагоны (вагоны-ледники, вагоны

Фиг. 9. Четырёхосный

грузовой вагон-цистерна

с механическим охлаждением и др.), ц которых кузов снабжается надле-
жащей изоляцией (фиг. 10). Для поддержания в этих вагонах требуемой
температуры и влажности они оборудуются приборами охлаждения, отоп-
ления и вентиляции;

Фиг. 10. Четырёхосный изотермический вагон с охлаж
дснием системы Клеймёнова

6)	для перевозки
скота кузов вагона обо-
рудуется кормушками,
корытами и устройства-
ми вентиляции, а для
перевозки мелких жи-
вотных и птиц кузов вы-
полняется многоярус-
ным;

7)	для перевозки
руды и строительных
материалов на короткие
расстояния применяют-
ся самоопрокидываю-
щиеся полувагоны;

8)	для перевозки
громоздких и особо тя-
желовесных грузов слу-
жат специальные ваго-

ны-транспортёры.

Тормоза. Для замедления скорости движущегося поезда или его
остановки пассажирские и грузовые вагоны оборудуются тормозными при-
борами.
В вагонах железных дорог СССР применяются автоматические, а на
части вагонов дополнительно и ручные тормоза. Действие тех и других
заключается в том, что тормозные колодки посредством тяг, соединённых при
автоматическом тормозе со штоком поршня воздушного цилиндра, а при руч-
ном— с тормозным винтом, прижимаются к колёсам и, развивая трение, за-
держивают их движение.

Согласно Правилам технической эксплуатации железных дорог СССР
(§ 221) вагоны строятся по типам и техническим характеристикам, утверж-
дённым правительством.

Конструкция, узловые чертежи и технические условия утверждаются
.министром соответствующей промышленности, строящей вагоны, по согласо-
ванию с министром путей сообщения.

Постройка вагонов на заводах и техническая приёмка их происходят
под наблюдением заводских, инспекторов Министерства путей сообщения.
Все части вагонов должны соответствовать проектным размерам с соблюде-
нием установленных допусков.

Устройство вагона и его отдельных частей, помимо условий прочности
и конструктивных соображений, должно удовлетворять ряду требований,
вытекающих из условий движения вагона по рельсовому пути. Главнейшие из
этих требований следующие:

1)	ходовые части должны обеспечивать безопасность движения по рель-
совым путям при допускаемых скоростях как на прямолинейных участках,
так и на кривых с минимальными радиусами;

2)	нагрузка от колёсной пары на рельсы и на погонный метр пути не
должна превышать допускаемой величины, зависящей от прочности и состоя-
ния пути и мостов;

3)	вагон в целом должен обладать достаточной устойчивостью и плав-
ностью хода;

4)	вагон должен соответствовать габаритным очертаниям, принятым для
подвижного состава железных дорог СССР.

2.	ОСНОВНЫЕ ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ВАГОНОВ

Наибольший вес груза, допускаемый к перевозке в вагоне в зависимости
от прочности частей вагона, его размеров и предельной нагрузки на ось,
называется грузоподъёмностью вагона.

На дорогах СССР большинство грузовых вагонов имеет грузоподъём-
ность: двухосные —16,5; 18; 20 и 25 т, а четырёхосные — 50 и 60 т. Четы-
рёхосные вагоны в отличие от двухосных называют также большегрузными.

Собственный вес порожнего вагона называется его тарой.

Наибольший вес брутто вагона (грузоподъёмность плюс тара) опреде-
ляется в зависимости от допускаемых нагрузок от колёсной
пары на рельсы, на 1 пог. м пути и числа колёсных пар у вагона. Согласно
ГОСТ 4007-48 нагрузку от колёсной пары на рельсы будем называть нагруз-
кой от оси на рельсы.

На наших железнодорожных линиях нагрузка на рельсы от колёсной пары
с осью III’ типа допускается до 20,5 т в грузовых вагонах и 18 т в пассажир-
ских (ГОСТ 4007-48). Вагоны, обращающиеся по всей сети железных дорог,
не должны иметь нагрузку на 1 пог. м пути свыше 6,5 т; на магистральных
железных дорогах допускаемая нагрузка от вагонов на 1 пог. 'м пути состав-
ляет 8 т.

Отношение тары к грузоподъёмности вагона принято называть коэффи-
циентом тары. При прочих равных условиях коэффициент тары
характеризует экономическую целесообразность вагонов.

Использование грузоподъёмности вагона зависит от соотношения между
объёмом кузова и грузоподъёмностью. С этой целью для каждого типа
вагона и его грузоподъёмности устанавливается требуемый объём кузова.
Характеристикой вместимости вагона является объём кузова, приходящийся
на 1 т грузоподъёмности вагона. Эта величина называется удельным
объёмом кузова. Подобным показателем для платформы является
удельная площадь, или отношение площади пола платформы к её
грузоподъёмности.

Определение коэффициентов тары, удельных объёмов и удельных площадей
и других параметров грузовых вагонов изложено в главе III.

Показателем экономичности пассажирских вагонов является отношение
тары к числу пассажиров, перевозимых в вагоне. Величина тары, приходя-
щейся на одно место, зависит от типа вагона, его конструкции и удобств,
предоставляемых пассажирам.

В пассажирских вагонах величина тары, приходящейся на одно спаль-
ное место, составляет от 0,8 до 3,2 т.

В вагонах пригородного сообщения и метрополитена учитывается число
мест не только для сидения, но и для стояния, поэтому в этих вагонах имеет
существенное значение и величина тары, приходящейся на 1 м2, площади
пола.

3.	КРАТКИЙ ИСТОРИЧЕСКИЙ ОЧЕРК РАЗВИТИЯ
ОТЕЧЕСТВЕННОГО ВАГОНОСТРОЕНИЯ

Отечественное вагоностроение насчитывает свыше 100 лет со времени
своего зарождения. За это время учёными, инженерами и практиками нашей
страны создано много оригинальных конструкций вагонов и их частей, во
многом превосходящих иностранные образцы. Наша страна является роди-
ной новой отрасли науки — науки о вагоне.

Фиг. 11 Первый грузовой вагон, построенный для Петербурго-Москов-
ской ж. д. (1846 г.)

Первыми типами вагонов грузового парка железных дорог России явля-
лись платформы и крытые вагоны. В период 1846—1848 гг. в связи с построй-
кой Петербурго-Московской ж. д. Александровский завод (в Петербурге)
построил 1 991 крытый вагон и 580 платформ, причём все вагоны были че-
тырёхосные на двухосных тележках (фиг. 11) с центральной сцепкой без
буферов.

Четырёхосные грузовые вагоны постройки Александровского завода
имели грузоподъёмность 8,2 т и коэффициент тары 0,95; кузов и рама вагонов
были деревянными. Нагрузка от осина рельсы у четырёхосных вагонов состав-
ляла 4 т при допускаемой вто время нагрузке 10 т. Снижение коэффициента
тары и увеличение нагрузки от оси на рельсы при соответствующем увели-
чении грузоподъёмности могло быть осуществлено за счёт замены несущих
деревянных элементов металлическими или перехода на постройку двухос-
ных вагонов. Состояние железоделательной промышленности в России в тот
период не могло удовлетворить потребности вагоностроительных заводов
в металле, и это вынуждало продолжать использовать древесину в несущих
элементах конструкций. Целесообразность применения древесины при
одновременном улучшении экономических показателей в двухосных вагонах
большая, чем в четырёхосных.

Первые двухосные крытые вагоны, появившиеся в период постройки
Петербурго-Варшавской ж. д. (1851 —1862 гг.), имели кузова длиной 6,4 м,
шириной 2,77 м и высотой 2,615 м. Тара вагонов составляла 6 т, грузоподъём-
ность— 8,2 т, а коэффициент тары 0,79. Двухосные вагоны имели явное пре-
имущество по сравнению с четырёхосными, поэтому в 60—70-х годах грузовые
крытые вагоны и платформы строились исключительно двухосными. С 1863 г.
Петербурго-Московская ж. д. стала переделывать свои четырёхосные гру-
зовые вагоны на двухосные с двумя боковыми буферами и винтовой стяжкой
между ними (на каждом буферном брусе).

С 1861 г. начали строиться специальные полувагоны для перевозки угля.
В 60-х годах прошлого столетия в Домбровском угольном районе уже эксплуа-
тировались цельнометаллические полувагоны, предназначенные для механи-
ческой выгрузки. Это особенно интересно отметить теперь, когда вагонострое-
ние стало на путь создания цельнометаллических и саморазгружающихся
вагонов.

Предшественником современных вагонов с опрокидывающимися кузовами
является балластный вагон, построенный в 1868 г., т. е. задолго до появ-
ления думпкаров в Америке, несправедливо считающейся их родиной.

Первые изотермические вагоны появились на б. Московско-Казан-
ской ж. д. в 1862 г., т. е. раньше, чем в Америке. Начиная с 1882 г.,
изотермические вагоны оборудовались постоянными карманами для льда,
расположенными у торцевых стенок кузова.

Кроме вагонов-ледников, на русских железных дорогах имелись специ-
альные вагоны для перевозки фруктов, молока, живой рыбы и тому подобных
грузов. Эти вагоны в период 1862—1905 гг. в основном строились двух-
осными.

Развитие нефтяной промышленности и строительство железных дорог,
связывающих центральные районы России с Волгой, потребовали создания
парка вагонов для перевозки жидких нефтепродуктов, транспортировавшихся
из Баку водным путём, вследствие чего в 1872 г. началось строительство ци-
стерн двухосной конструкции.

Усиленное строительство железных дорог, а в связи с этим и грузовых
вагонов (в 1875 г. парк грузовых вагонов железных дорог России составлял
52 тыс. единиц) привело к большой разнотипности вагонного парка, так как
каждая дорога строила вагоны по своим проектам. Это не вызывало трудностей
в эксплуатации до тех пор, пока обращение вагонов ограничивалось преде-
лами одной дороги. Когда же в 1869 г. на железных дорогах России было
впервые в мире осуществлено прямое бесперегрузочное сообщение между
дорогами, разнотипность вагонного парка начала создавать трудности
в обслуживании вагонов. Потребовалась нормализация парка грузовых
вагонов, т. е. разработка одинаковых по типу, размеру и конструкции
вагонов на всех железных дорогах страны.

Первым шагом к созданию однотипности грузовых вагонов явилось из-
данное в 1875 г. распоряжение Министерства путей сообщения об обязатель-
ной постройке новых крытых двухосных вагонов с внутренними размерами
кузова, получившими наименование «нормальных размеров», длиной 6,4 м,
шириной 2,743 <м и грузоподъёмностью 10 т.

Прототипом вагона с «нормальными размерами» кузова следует считать
конструкцию, созданную в 1872 г. Ковровскими мастерскими. Этот крытый
вагон имел стальные боковые балки рамы, к которым на кронштейнах
крепились стойки кузова. При грузоподъёмности 10 т его тара составляла
6,8 т (коэффициент тары 0,68).
В 1884 г. VII совещательный съезд инженеров службы подвижного со-
става и тяги, пересмотрев чертежи вагонов с «нормальными размерами», ре-
шил повысить грузоподъёмность крытых вагонов и платформ до 12,5 т. Съезд
отметил удачные типы крытых грузовых вагонов и платформ, построенных
Юго-Западными ж. д., и принял за основу чертежи колёсных пар, рам, кузо-
вов и других частей этих вагонов. Одобренный VII совещательным съездом
тип крытого вагона был принят железными дорогами и заводами к по-
стройке.

Вопрос об улучшении деталей вагонов рассматривался всеми последую-
щими совещательными съездами инженеров службы тяги. Типы крытых тор-
мозного и нетормозного вагонов и нетормозной платформы, как обязатель-
ные для всех государственных и частных железных дорог, были введены
в законодательном порядке в 1892 г.; этим вагонам присвоено наименование
вагонов нормального типа.

Подвергнутый сравнительно небольшим изменениям, нормальный тип
вагона сохранился до настоящего времени и его участие в перевозочной ра-
боте железных дорог ещё значительно. Всё это свидетельствует о том, что
конструкция этого вагона была рациональной.

Первоначально нормальный крытый вагон был построен с завышенными
запасами прочности, особенно в раме и кузове. Тщательное изучение его ра-
боты в эксплуатации позволило производить последовательное увеличение
грузоподъёмности вагона: в 1905 г. грузоподъёмность нормального вагона
была увеличена до 15 т, в 1911 г. — до 16,5 т и в 1933 г. — до 18 т.

При этих изменениях грузоподъёмности вагонов несущие элементы рамы
и кузова усилению не подвергались; усиление касалось только рессорного
подвешивания и осей колёсных пар.

На базе конструкции нормального крытого вагона проводилась широкая
нормализация и других типов грузовых вагонов. Все вагоны грузового парка,
(платформы, цистерны, полувагоны, изотермические) проектировались и
строились с рамой и ходовыми частями, подобными соответствующим частям
нормального крытого вагона.

С введением в начале 900-х годов на русских железных дорогах более
мощных паровозов составы грузовых поездов увеличились до 50—60 вагонов.
Эксплуатация таких поездов вызывала много трудностей и показывала, что
для тяжёлых составов четырёхосный вагон имеет значительные преиму-
щества перед двухосным. Вопрос о строительстве большегрузных вагонов
обсуждался в технической литературе и на совещательных съездах предста-
вителей служб тяги и эксплуатации. По инициативе отдельных дорог, имев-
ших большой грузооборот, начали строить вагоны грузоподъёмностью боль-
шей, чем у нормальных. В 1905 г. Московско-Казанская ж. д. построила
для внутреннего сообщения бестележечные четырёхосные вагоны грузо-
подъёмностью 30 т. В период 1900—1908 гг. русские заводы построили
около 15 конструкций большегрузных вагонов, из которых заслуживает
особого внимания цельнометаллический полувагон грузоподъёмностью 37,5 т
с продольными балками формы бруса равного сопротивления изгибу. Стенки
кузова и две створчатые двери с каждой стороны были стальные штампован-
ные. Этот вагон является прототипом современных большегрузных цельно-
металлических полувагонов.

Четырёхосные платформы для длинномерных грузов грузоподъёмностью
33 т появились на отечественных железных дорогах в 1903 г., а первый боль-
шегрузный вагон-ледник был построен в 1902 г. Среди разновидностей
изотермических вагонов, строившихся в России, интересно отметить вагон
с механическим охлаждением. В 1910 г. по проекту инж. Силича были
построены первые изотермические вагоны, в которых охлаждение пере-
возимых грузов производилось небольшой машинной установкой, размещён-
ной внутри кузова. Вагон системы Силича имел тару 47 т и грузо-
подъёмность 11 т.

Первые четырёхосные цистерны появились в 1895 г.
Постройка вагонов пассажирского парка в России впервые была органи-
зована в 1846 г. на Александровском заводе, там же, где началась постройка
паровозов и грузовых вагонов. Первые пассажирские вагоны были четырёх-
осными с двухосными тележками.

Полок для вещей и багажа, отопления, умывальных и уборных в первых
вагонах не было; освещались в ночное время эти вагоны свечами, поставлен-
ными в настенные фонари.

Помимо пассажирских вагонов 1-го, 2-го и 3-го классов, багажных и
почтовых, Александровский завод строил служебные вагоны длиной 25,2 м
на двух четырёхосных тележках. Нижняя часть боковых стен имела вид решёт-
чатой фермы, изготовленной из лиственницы, армированной с продольных
сторон стальными листами. В этих служебных вагонах имелись потолоч-
ные вентиляторы, уборные и умывальники; отопление осуществлялось
изразцовыми печами. Создание подобных конструкций свыше 100 лет назад
(1850 г.) свидетельствует о высоком техническом уровне отечественного ваго-
ностроения.

В 1866 г. во всех вагонах начали устанавливать печи для отопления, а
с 1868 г. пассажирские вагоны стали оборудоваться уборными с умываль-
никами. Одновременно с устройством отопления была улучшена изоляция
стенок, потолков и пола.

В 1866 г. Ковровские железнодорожные мастерские начали строить пас-
сажирские вагоны с индивидуальным паровым отоплением, а в 1877 г. —
с индивидуальным водяным отоплением. Эта система водяного отопления с не-
значительными изменениями сохранилась и до настоящего времени.

С 1877 г. началось применение газового освещения в пассажирских ва-
гонах, а с 1887 г. — электрического.

Так же, как и по грузовым вагонам, русские конструкторы стремились
нормализовать постройку пассажирских вагонов. С этой целью в 1896 г. Ков-
ровскими мастерскими был спроектирован четырёхосный пассажирский ва-
гон длиной 18,02 м, который получил название 18-метрового и в дальнейшем
длительное время являлся типовым для железных дорог России. Эта кон-
струкция эксплуатируется до настоящего времени.

С 1896 г. Коломенский завод, а с 1897 г. Главные ростовские мастерские
б. Владикавказской ж. д. организовали постройку пассажирских вагонов
всех классов с металлическими несущими полустенками.

В 1865 г. на наших дорогах впервые появились двухосные тележки
с двойным рессорным подвешиванием системы инж. Рехневского. Тележки
системы Пульмана были созданы позже (в 70-х годах).

В 1900 г. Русско-Балтийский завод построил тележки, предложенные
нашим соотечественником Фетте, отличавшиеся значительными преимуще-
ствами и потому получившими широкое распространение на наших и загра-
ничных железных дорогах.

В 1906 г. были построены двухэтажные пассажирские вагоны с тележ-
ками системы Рыковского. Такая тележка вместо обычной люльки имела про-
дольно расположенные листовые рессоры, концы которых через пружины
опирались на боковины рамы. Тележка Рыковского была построена задолго
до появления подобных конструкций в Германии (тип Герлицкого завода).

Пассажирские четырёхосные вагоны строились главным образом с те-
лежками двойного рессорного подвешивания и только вагоны типа междуна-
родного общества и б. Владикавказской ж. д. имели тележки с тройным рес-
сорным подвешиванием.

Наши отечественные изобретатели И. О. Браун и Н. К. Галахов в начале
этого столетия создали наиболее совершенные эллиптические рессоры. Ши-
роко применяемые в последнее время у нас и за границей для смазки шеек
осей особые устройства, называемые польсте^ами, впервые предложены
русским механиком А. К. Константиновым ещё в 1881 г.

Приоритет применения принципа кондиционирования воздуха в вагонах
принадлежит также нашим специалистам. Учение об эффективных темпера-
турах было впервые создано в нашей стране инж. И. П. Флавицким ещё в 1884
(В 1902 г. на б. Средне-Азиатской ж. д. в служебном вагоне было осуществлю
охлаждение воздуха, а в 1915 г. на б. Юго-Западных ж. д. построен ваго
ресторан с вентиляцией охлаждённым воздухом.

Вагоны, построенные до 1855 г., имели центральную сцепку, выполняв
щую роль упряжного и ударного приборов. С 1855 г. ударные и упряжнь
функции приборов были разделены переходом вначале на несквозную, а з.
тем на сквозную упряжь с винтовой стяжкой и постановку двух буферов с кая
дого конца вагона. Увеличение скоростей движения и веса поездов потр«
бовало дальнейшего усовершенствования конструкции ударных и упряжны
приборов, и уже в начале 1900 г. наметился последовательный переход с
сквозной упряжи к несквозной, а на Московско-Казанской ж. д. произвс
дились даже испытания автоматической сцепки на пассажирских вагонам
Изменение конструкции упряжи, сопровождаемое изменением принцип
передачи тяговых усилий, существенно сказывается на конструкции вагона-
появляется хребтовая балка в раме вагона и происходит постепенное выте<
нение древесины из несущих элементов рамы.

В 1898 г. была построена первая четырёхосная цистерна с хребтовой 6aj
кой, а в 1900 г. — целая серия четырёхосных пассажирских вагонов. Однак
полный переход на постройку вагонов с хребтовой балкой и массовое внедрс
ние центральной ударно-тяговой сцепки (автоматической) удалось осущею
вить только в послереволюционный период.

В конструкциях вагонов дореволюционной постройки имеются элемент
унификации, но, как правило, отсутствует взаимозаменяемость. Основны
способом производства вагонов в то время был стационарный способ, пр
котором вагоны строились в большинстве с пригонкой деталей по месту. Есл
унификация и существовала по большой группе сменяемых деталей (ходовы
части, детали рессорного подвешивания, ударные и тяговые приборы), то вс
же постановка их на место требовала пригонки почти в каждом отдельно
случае. Это являлось следствием отсутствия научно обоснованной и практг
чески проверенной системы допусков и посадок не только в вагоностроение
но и вообще в машиностроении.

За годы империалистической войны произошло значительное количесз
венное уменьшение и большой износ вагонного парка железных дорог Рос
сии. Гражданская война и начавшаяся в начале 1918 г. иностранная военна
интервенция ухудшили и без того тяжёлое положение наших железных дорог
Придавая огромное значение быстрейшему налаживанию работы же
лезных дорог, Советское государство сразу же после Великой Октябрь
ской социалистической революции начало борьбу за восстановление :
подъём работы железнодорожного транспорта, в том числе и вагонног
хозяйства.

В декабре 1920 г. вопрос о состоянии железных дорог рассматривало:
на VIII съезде Советов РСФСР, который решил обеспечить скорейшее восста
новление вагонного парка путём массового изготовления запасных частей н
крупных промышленных предприятиях страны. Осуществлению серийног<
изготовления запасных частей на этих предприятиях способствовала прове
дённая на отечественных железных дорогах нормализация вагонного парка
как об этом указывалось выше. С 1920 г. фактически начинается восстановле
ние вагонного парка, а с 1923 г. возобновилось и строительство новы:
вагонов.

С установлением советской власти, когда транспорт стал собствен
ностью социалистического государства, наступил новый этап в развитиг
вагоностроения. Индустриализация нашей страны и развитие сельской
хозяйства на базе коллективизации и строительства совхозов потребовал!
от железнодорожного транспорта резкого увеличения размеров перевозо]
за счёт пополнения вагонного парка,повышения грузоподъёмности вагонов
веса поездов и скорости движения с соблюдением в более сложны?
условиях полной безопасности перевозок. Требовался быстрый технически!
технический прогресс в развитии железнодорожного транспорта. Это поста-
вило перед вагоностроителями задачу изготовления в короткие сроки значи-
тельного количества новых типов вагонов, отвечающих всем требованиям со-
временной конструкции. Потребовался совершенно новый подход к созданию
конструкции вагонов.

В связи с широким развитием металлургической промышленности начало
советского вагоностроения ознаменовалось полным изъятием древесины из
конструкции рам и постепенным устранением её из несущих элементов кузо-
вов вагонов; широкое применение получили электрическая сварка и резка,
был осуществлён переход к поточному способу производства вагонов.

В 1930 г. по постановлению правительства было организовано Централь-
ное вагонное конструкторское бюро (ЦВКБ) для разработки основных типов
вагонов. В эту организацию были выделены конструкторы из наркоматов
путей сообщения и тяжёлой промышленности.

ЦВКБ под руководством инж. П. И. Травина впервые разработало нор-
мативы для проектирования новых четырёхосных вагонов, создало новые
конструкции и внедрило в производство основные типы большегрузных
вагонов.

Постройка большегрузных крытых вагонов началась в 1926 г. В довоен-
ные годы советскими вагоностроительными заводами была освоена построй-
ка следующих типов вагонов:

1)	двух- и четырёхосных крытых вагонов грузоподъёмностью 20 и 50 /и;

2)	двух- и четырёхосных платформ грузоподъёмностью 20, 50 и 60 т;

3)	четырёхосных изотермических вагонов грузоподъёмностью 28,5
и 30 т\

4)	четырёхосных саморазгружающихся полувагонов-гондол грузоподъ-
ёмностью 60 т\

5)	двух- и четырёхосных саморазгружающихся полувагонов-хопперов
грузоподъёмностью 25, 50 и 60 т\

6)	четырёхосных полувагонов с опрокидывающимися кузовами грузо-
подъёмностью 40 т\

7)	двухосных саморазгружающихся вагонов для перевозки торфа грузо-
подъёмностью 20 т\

8)	двух- и четырёхосных цистерн ёмкостью котла 25 и 50 ;и3.

За годы довоенных пятилеток произошло резкое увеличение и обновле-
ние вагонного парка железных дорог. Строительство почти исключительно
четырёхосных вагонов значительно повысило среднюю осность и среднюю
грузоподъёмность вагонного парка. Парк специализировался соответственно
структуре грузооборота; в связи с ростом индустриальных грузов резко повы-
сился удельный вес полувагонов и платформ; появилось значительное коли-
чество изотермических вагонов. Перед Великой Отечественной войной вагон-
ный парк нашей страны по всем решающим качественным показателям и осо-
бенно по производительности, отнесённой к 1 т грузоподъёмности вагона,
превзошёл все капиталистические страны. Это явилось результатом громад-
ных преимуществ социалистической системы хозяйства. Наличие мощного
вагонного парка на нашем железнодорожном транспорте имело важное зна-
чение в бесперебойном обслуживании фронта и тыла в годы Великой Отече-
ственной войны. В послевоенный период происходит дальнейшее развитие и
совершенствование вагонного парка железных дорог СССР.

Наряду с созданием новых типов грузовых вагонов советские конструк-
торы непрерывно работали над усовершенствованием и разработкой новых
конструкций пассажирских вагонов, улучшающих условия перевозки пасса-
жиров.

С 1925 г. началась постройка жёстких пассажирских двухосных вагонов
дальнего следования и пригородного сообщения длиной 14 ж, а в 1928 г. был
разработан стандартный тип нового четырёхосного пассажирского вагона
длиной 20,2 м. По этому стандартному типу вагона построены: жёсткие даль-
него следования с числом спальных мест 46, жёсткие купейные с числом сделъ-
2 Вагоны
ных мест 32 (8 купе); мягкие вагоны с числом спальных мест 28 (7 куп
вагоны-рестораны, почтовые и багажные.

К началу первой пятилетки вагоностроительная промышленность освс
ла постройку металлических пригородных вагонов длиной 19,3 м для эле
трифицированных участков железных дорог. В 1935—1939 гг. были пострс
ны опытные образцы металлических пассажирских вагонов длиной 25
и 25 м. С 1934 г. начато производство цельнометаллических вагонов д-
Московского метрополитена.

В послевоенные годы наша промышленность полностью перешла на п
стройку только четырёхосных металлических 1 пассажирских вагонов длине
23,6 м жёстких, мягких, багажных, почтовых и ресторанов.

Новые пассажирские вагоны обладают большой прочностью, имеют кр.
сивый внешний вид и внутреннюю отделку, оборудованы приточной вент]
ляцией с очисткой воздуха и подогревом его в зимнее время.

За разработку проектов и технологии постройки металлических пасс;
жирских вагонов присуждена Сталинская премия инж. А. М. Чесноков}
И. А. Селенскому, И. И. Драйчику, М. И. Регинскому, Ф. Ф. Смирнов}
Г. А. Трегубову, А. Л. Спиваковскому, Г. Г. Шахбазьянцу, К. Л. Миронов}
В. С. Дриккеру, М. В. Кулакову, Г. А. Казанскому, В. С. Викторову
Р. И. Медведику.

Вагоностроительные заводы также освоили строительство цельнометал
лических и металлических грузовых вагонов (полувагоны, изотермически!
и др.). Созданы изотермические вагоны с улучшенной системой охлаждение
(потолочной, системы инж. Клеймёнова, механической), новые оригинальные
конструкции цистерн, платформ, вагонов для перевозки живой рыбы, жи
вотных, цемента и др.

За годы советской власти были созданы безбалансирные тележки (за-
вода им. Егорова), безлюлечные тележки системы Ханина, тележки ЦВТК
и для металлических вагонов — бесчелюстные тележки с роликовыми под-
шипниками. Для грузовых вагонов в послевоенный период начата постройка
бессвязевых тележек с литыми боковинами и тележек с рессорным подвеши-
ванием переменной гибкости системы инж. Ханина.

Важными мероприятиями по техническому перевооружению транспорта
явилось введение автосцепки и автотормозов.

Изучение вопроса о выборе типа автосцепки в СССР было начато
в 1929 г. и особенно развернулось после постановления пленума ЦК ВКП(б)
от 15/VI 1931 г., определившего пути реконструкции транспорта и необхо-
димость введения автосцепки. На основе изучения всего мирового опыта и
проведённых испытаний различных автосцепок в СССР была создана отече-
ственная конструкция автосцепки СА-3 (советская автосцепка, третий вари-
ант). Советская автосцепка по своим эксплуатационным качествам превос-
ходит все известные конструкции и в 1934 г. утверждена правительством как
типовая для подвижного состава железных дорог широкой колеи. Дополнен-
ная специальным переходным приспособлением (двухзвенной цепью) совет-
ская автосцепка позволяет осуществить постепенный переход от винтовой
упряжи без нарушения нормальной эксплуатационной работы. Начиная с
1935 г., все грузовые (а с 1937 г. и пассажирские) вагоны строятся с автосцеп-
кой; старый парк вагонов и локомотивов переоборудуется в плановом порядке.

По решению XIX съезда КПСС перевод на автосцепку рабочего парка
вагонов будет в основном завершён в пятой пятилетке. В связи с этим
в 1954— 1955 гг. предусматривается завершить в основном переоборудо-
вание на автосцепку всех двухосных вагонов.

В 1925 и 1926 гг. машинист Ф. П. Казанцев предложил тормоза АП-1 и
К, которые были лучшими тормозами своего времени и имели ряд преиму-
ществ перед тормозом системы Вестингауза. В 1926 г. И. К. Матросов пред-
ложил свой лучший в мире воздушный тормоз. Основными преимуществами

1 Металлические пассажирские вагоны длиной 23,6 м часто называют цельно-
металлическими вагонами.
этого тормоза являются: стандартность воздухораспределителя для всех диамет-
ров тормозных цилиндров, наличие порожнего и гружёного режимов при одном
тормозном цилиндре, неистощимость тормоза и простота конструкции. По
принципу действия тормоз системы Матросова может работать совместно
с любым тормозом, допущенным к эксплуатации в международном сообще-
нии. Тормоз системы Матросова принят в 1931 г. и затем введён в грузовом
парке железных дорог СССР.

За изобретение тормоза И. К. Матросову в 1941 г. присуждена Сталин-
ская премия. В 1947 г. И. К. Матросов предложил новый универсальный тор-
моз для пассажирских и грузовых поездов.

За время существования железных дорог железнодорожниками нашей
страны накоплен громадный опыт в области эксплуатации железнодорожного
транспорта и создана отечественная транспортная наука. Из теоретических
исследований, выдающихся по своему научному и практическому значению,
следует отметить опубликованную в 1883 г. работу проф. Н. П. Петрова «Тре-
ние в машинах и влияние на него смазывающей жидкости». Эта работа, как
и ряд других работ проф. Н. П. Петрова, получила мировую известность и
до сих пор не потеряла своей ценности. Работы проф. Н. П. Петрова были
вызваны запросами промышленности и транспорта, которые в то время
осуществляли переход от органических смазывающих веществ к но-
вым минеральным смазкам. Заслуживают особого внимания и работы
проф. Е. Е. Нольтейна, который впервые ввёл понятие о поперечной устой-
чивости вагонов, установил её оптимальную величину и ранее иностранных
учёных вывел формулу для определения такого важного фактора плав-
ности хода, как коэффициент относительного трения в листовых рессорах.
Проф. Е. Е. Нольтейн является автором оригинальных конструкций рессор-
ного устройства для двух-, трёх- и четырёхосных бестележечных вагонов.

Ценным вкладом в транспортную науку являются и труды по динамике
подвижного состава проф. А. А. Холодецкого, М. В. Гололобова и др.

После Великой Октябрьской социалистической революции появились
неограниченные возможности в области научных изысканий и создания бо-
лее совершенного подвижного состава. У нас создано большое количество
научно-исследовательских институтов и лабораторий, что позволяет учёным
и специалистам производить глубокие теоретические и экспериментальные
изыскания, связанные с вопросами прочности вагонных конструкций и плав-
ности хода подвижного состава. Степень безопасности движения и плавности
хода подвижного состава определяется советскими специалистами по кри-
териям, установленным академиком А. М. Ляпуновым, и на основании резуль-
татов испытаний вагонов, проведённых научно-исследовательскими организа-
циями. Правильное научное решение вопросов, связанных с расчётом упряжи,
рам и кузовов вагонов, проектированием продольного профиля пути и вожде-
нием тяжеловесных поездов, возможно только в том случае, когда глубоко
изучена продольная динамика поезда. Этому важному и сложному вопросу
всегда уделяли много внимания учёные нашей страны (проф. Н. Е. Жуков-
ский, А. М. Годыцкий-Цвирко, В. А. Лазарян,’ М. М. Протодьяконов,
С. А. Богомолов и др.).

Из наиболее крупных теоретических исследований по определению усилий
в упряжи подвижного состава во время трогания, следования по ломаному
профилю и торможения поезда следует отметить труды знаменитого совет-
ского учёного проф. Н. Е. Жуковского, опубликованные под названием «Ра-
бота русского сквозного и американского несквозного тягового прибора при
трогании поезда с места и в начале движения». Теоретические и эксперимен-
тальные исследования по этому вопросу в настоящее время успешно продол-
жаются Днепропетровским институтом инженеров транспорта под руковод-
ством проф. В. А. Лазаряна.

Большого внимания заслуживают труды А. М. Годыцкого-Цвирко
(«Взаимодействие, пути и подвижного состава»), проф. М. А. Короткевича
(«Расчёт и конструирование вагонов»), проф. В. Б. Меделя, доц. Н. А. Кова-
лёва и У. И. Говберга («Подвижной состав электрических железных дорог»;
канд. техн, наук А. И. Михалевского («ИТС»), проф. А. А. Попова («Плоски
колебания двухосных вагонов»), проф. М. В. Винокурова («Исследовани
колебаний и плавности хода вагонов», «Основные динамические характери
стики вагонов» и др.). В этих работах освещены основные вопросы динамик,
вагона и особенное внимание уделено проблеме плавности хода вагонов :
повышения безопасности движения. За границей не имеется таких глубоки:
работ из этой области, и приоритет в этом вопросе принадлежит советскш
учёным.

Экспериментально-теоретические исследования и результаты опыт;
эксплуатации большегрузных вагонов первых выпусков показали неточност]
и необоснованность методов расчёта, предлагаемых Американской железно
дорожной ассоциацией (AAR). Поэтому советские учёные и специалисты соз
дали свои точные и оригинальные методы расчёта рам грузовых вагонов i
тележек. Проф. Б. Н. Горбунов на основании новой теории расчёта тонко
стенных стержней, созданной лауреатом Сталинской премии проф
В. 3. Власовым, разработал уточнённую теорию расчёта рамы вагона с учё-
том упругой депланации узлов. В технической литературе других стран нет
таких сравнительно простых и точных методов расчёта рамных конструкций.

Приоритет в области точных методов расчёта котлов цистерн также при-
надлежит советским учёным, разработавшим их на основе труда проф.
В. 3. Власова «Строительная механика оболочек». Пользуясь этим методом,
можно точно расчётным путём определить напряжения в зоне опор котла
цистерны и выбрать необходимую толщину его стенок. Советскими учёными
и специалистами предложены оригинальные методы расчёта металлических
вагонов. Методы расчёта, принятые в США, основаны на неправильном пред-
положении, что продольные усилия воспринимаются только хребтовой бал-
кой. Теоретические исследования, проведённые под руководством проф.
А. А. Уманского, показали, что значительная доля продольных усилий вос-
принимается кузовом, и удаление хребтовой балки из средней части вагона
незначительно отражается на изменении напряжений в несущих элементах
боковых стенок, пола и крыши вагона. Проведённые опыты подтвердили пра-
вильность методики расчёта металлических вагонов, предложенной проф.
Уманским, и позволили создать оригинальную советскую конструкцию
вагона с автосцепкой, но без хребтовой балки.

В последнее время построено большое количество пассажирских и изо-
термических металлических вагонов без хребтовой балки в средней части ку-
зова. Проектирование вагонов без хребтовой балки в средней части кузова
позволяет снизить тару вагона на 0,8— 1,0 т без ущерба для прочности.

В нашей стране созданы точные измерительные приборы и аппаратура,
позволяющие производить непрерывную запись деформаций рессор, а также
напряжений и ускорений в различных узлах вагона при движении его с любой
скоростью. Наличие такой аппаратуры позволяет проверять правильность
теоретических выводов о прочности конструкций и плавности хода вагонов.

В нашей стране впервые разработана научная методика выбора основных
параметров грузовых вагонов, позволяющая установить оптимальные размеры
вагона.

Важные работы по совершенствованию вагонных конструкций и развитию
науки о вагоне выполнены научными работниками Всесоюзного научно-ис-
следовательского института железнодорожного транспорта (ЦНИИ), Научно-
исследовательского бюро (НИБ) Главного управления транспортного машино-
строения Министерства транспортного и тяжёлого машиностроения и
транспортных институтов.

Крупным вкладом в дело создания более совершенных конструкций нужно
считать широкое применение сварки в вагоностроении, родиной которой яв-
ляется наша страна. Советские специалисты первыми в мире начали широко
применять сварку в вагоностроении, в результате чего у нас появились гру-
зовые и пассажирские вагоны полностью сварной конструкции. Особенно
большие работы по внедрению сварки в вагонных конструкциях провёл Ин-
ститут электросварки Академии наук УССР под руководством лауреата
Сталинской премии акад Е.О. Патона. Большие работы проведены советскими
специалистами по уменьшению тары вагонов. В построенном из углеродистой
стали по проекту Института электросварки Академии наук УССР крытом боль-
шегрузном вагоне вес рамы и кузова получается на 1,8 т меньше, чем в вагоне
обычной конструкции. Уменьшение тары в этом вагоне достигнуто за счёт
уменьшения сечения хребтовой балки, перехода к более рациональным типам
сечений элементов рамы и ферм кузова вагона и рационализации сварных
узлов и соединений.

Учёные, инженеры, новаторы вагонного хозяйства и вагоностроитель-
ной промышленности осуществляют большую работу по созданию новых, ещё
более совершенных конструкций вагонов, по переводу подвижного состава
на роликовые подшипники, оборудованию вагонов автосцепкой, лучшему
использованию грузоподъёмности вагонов и повышению безопасности
движения поездов, способствуя тем самым увеличению и ускорению пере-
возок народнохозяйственных грузов, в особенности товаров народного
потребления, и улучшению пассажирских перевозок.

Много сделано советскими учёными и специалистами в деле создания
новых конструкций и исследования работы подвижного состава, но многое
ещё надо сделать.

Коммунистическая партия и Советское правительство создали все
условия для развития творческой инициативы и научной мысли народа. Наши
учёные и специалисты внесли огромный вклад в мировую культуру, науку и
технику и вполне заслуженно гордятся своим приоритетом в этой области.
ГЛАВА II

ГАБАРИТЫ ПОДВИЖНОГО СОСТАВА

1.	ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

Для безопасного движения по рельсовым путям подвижной состав дол-
жен иметь поперечное сечение, не превышающее определённых размеров.

Контур, ограничивающий наибольшие допускаемые размеры по-
перечного сечения подвижного состава на разной высоте от уровня головок
рельсов, называется габаритом подвижного состава. Соответ-
ственно этому ни одно строение или иное путевое устройство не должно
приближаться к оси пути на расстояние, меньшее определённых размеров.

Контур, ограничивающий наименьшие допускаемые размеры на
разной высоте от уровня головок рельсов приближения строений и иных путе-
вых устройств к оси пути, называется габаритом приближения
строений.

Между габаритом подвижного состава и окружающим его габаритом
приближения строений оставляется некоторое пространство, предназначенное
как для обычных смещений с оси пути подвижного состава во время его дви-
жения, так и для возможных сдвигов и перекосов самого пути.

Кроме того, на двухпутных линиях подвижной состав при наибольших
его смещениях не должен заходить за вертикальную линию, проходящую
через середину междупутья. На тех высотах от головки рельса, где эта линия
расположена ближе к оси пути, чем контур габарита приближения строе-
ний, границей наибольших смещений подвижного состава является именно
эта линия.

В ОСТ 6435 дано следующее определение габарита подвижного состава:

«Габаритом подвижного состава называется поперечное предельное очер-
тание, в котором, не выходя наружу, должен помещаться при стоянии на пря-
мом горизонтальном пути вновь построенный, вполне исправный паровоз в ра-
бочем состоянии или ненагруженный иной подвижной состав со всеми высту-
пающими и висящими частями при совмещении в одной плоскости продоль-
ных осей подвижного состава и пути»

2.	ГАБАРИТЫ ВАГОНОВ

Для вагонов железных дорог СССР установлены три габарита:

О (нуль) — для вагонов, допускаемых к обращению по железным дорогам
СССР и соседних с ним государств (фиг. 12);

1-В — для вагонов, допускаемых к обращению по всей сети железных
дорог СССР (фиг. 13);

2-В — для вагонов, допускаемых к обращению только на замкнутых
направлениях, построенных по более просторному габариту 2-С (например,
пригородные участки электрифицированных железных дорог) (фиг. 14).

Следует отметить, что Россия является первой страной в мире, которая
почти с самого начала постройки железных дорог (1860 г.) установила единые
габариты приближения строений и подвижного состава как обязатель-
ные для всех железных дорог страны. Эти габариты были настолько прогрес-
сивными для того времени, что на протяжении более 90 лет сохранили свои
основные размеры, чем обеспечили возможность постройки подвижного
состава наибольшей в мире кубатуры на единицу длины.

Вагоны могут иметь поперечное сечение, равное упомянутым габаритам,
или"по всей своей длине или только в некоторых сечениях.

Наибольшая длина L вагонов, у которых допускается по всей их длине
поперечное сечение, равное соответствующим габаритам, при условии, од-
нако, что у таких вагонов отношение длины L к базе 2/3 равно 1,4, установ-
лена ОСТ 6435 следующей:

Для габарита 0

>	»	1-В

» в 2-В

Длина рас-
чётного ваго-
на L в м

12,8

11,0

24,0

Отношение
L:2/,

1,4

1,4

1,4

База расчёт-
ного вагона
2/, в м

9,14

7,85

17,15

Вагоны с такими размерами называются расчётными (или услов-
ными) для соответствующего габарита. Расчётные вагоны при наличии.у них
наибольших допускаемых износов ходовых частей и при самом неблагоприят-
ном расположении относительно пути, имеющего тоже допускаемые отклоне-
ния, могут свободно проходить по путям, не задевая ни строений или других
путевых устройств, ни подвижного состава, проходящего по соседнему пути
двухколейных дорог, как на прямых, так и на кривых радиусом /? = 400 м
при наименьшем расстоянии между осями этих криволинейных путей: 3 750 мм
при габаритах 0 и 1-В и 4 100 + 180 = 4 280 мм при габарите 2-В.

У расчётных вагонов, имеющих по всей длине одинаковое поперечное се-
чение, равное соответствующему габариту, сечение кузова горизонтальной
плоскостью представляет прямоугольник шириной: 3 150 мм при габарите 0
(нуль), 3 250 мм при габарите 1-В и 3 600 мм при габарите 2-В.

Выведем некоторые основные упрощённые формулы, применяемые в га-
баритных расчётах. Наибольшие смещения продольной оси вагона со средней
линии пути происходят в криволинейных участках пути.

Определим величину таких смещений сначала у нетележечного (двух-
осного) вагона (фиг. 15) в предположении, что его колёсные пары уставов-
лены центрально между рельсами. Пусть на фиг. 15 секущая MN представ-
ляет проекцию на плоскость криволинейного пути продольной оси вагона,
а дуга DF окружности радиуса /? представляет среднюю линию этого пути.
Точки А и В, в которых расположены колёсные пары, являются направ-
ляющими всего вагона. Поперечные сечения вагона, проходящие через
концы направляющей базы, называются в габаритных расчётах пятни-
ковыми независимо от того, является ли вагон тележечным или нетеле-
жечным.

Обозначим направляющую базу вагона АВ = 2/3 и полную его длину
Л4А = L. Определим для некоторого поперечного сечения Сц располо-
женного между пятниковыми сечениями Л и В вагона на расстоянии п от
сечения Л, смещение СгС2 = увн- Проведём через точку Сх хорду С2Е 1_ЛВ.

Фиг. 14. Габарит 2 В

Фиг. 15. Расчётная схема для опреде-
ления величины смешений нетележеч-
ного вагона внутрь кривой

Принимая во внимание большие радиусы кривых /? (200 м и выше)
и сравнительно небольшие базы 2/3 вагонов (обычно не более 15—18 м),
можно считать, что хорда C2E^z,2R.

Соединяя прямыми С2 с В и Л с £, получим два подобных треуголь-
ника С2СгВ и ЛСхВ, из которых, пользуясь указанным на фиг. 15 обо-
значением их сторон, получаем

Увн__ 2Z3 — п

п ~ 2R — увн ’

откуда

_ 213п — п2

Уан ~ 2R-y,H •

Пренебрегая в знаменателе последнего выражения очень малой вели-
чиной ytH по сравнению с диаметром кривой 2R, получим окончательно

Увн --

213п — п2
2R

(1)

Наибольшее смещение СС' оси вагона со средней линии кривой будет
в середине базы вагона при п = 2/3:2. Поэтому для среднего сечения
вагона получаем

СС — Увн max

8/?	2R'

(2)
Для определения величины смещения наружу кривой унар некоторого
сечения Т (фиг. 16), расположенного в консольной части вагона на рас-
стоянии п от ближайшего пятникового сечения, проведём параллельно оси.

вагона MN соответствующую хорду

Тогда по формуле (2) стрелка
дуги, стягиваемой хордой по-
лучается равной

CiC'

“в/?'

Вычитая из неё стрелку СС' =

= ХОРДЫ ЛВ, ПОЛуЧИМ
О А

Фиг. 16. Расчётная схема для определе-
ния величины смещений нетележечного
вагона наружу кривой

Унар — С\ С' СС —

1Л-М1

8/?

Заменяя здесь L.x выражением 2/3 + 2п, получим после преобразований
другую формулу

21 zn + п2

Унар ~ 2R

(4)

Для концевых точек М и Л/, для которых п = пк , получим по этим

формулам наибольшие смещения

L2 - 4ll

Унар max —

ИЛИ

2/3nK +

Унар max —	2/^

(5>

(6}

Определим теперь отношение длины L нетележечного вагона к его
базе 2/3, при котором наибольшее смещение увн max середины вагона к центру
кривой будет равно наибольшему смещению уНар max конца вагона наружу

кривой.

Из уравнений (2) и (5)
получаем

4/2	£2 _ 4/2

“3 __	*^3	/у\

8Я“	8/?	’

которое после преобразования
имеет вид

Фиг. 17. Расчётная схема для определения ве-	L2

личины смещений тележек в кривой	утё =

4/3

/ откуда получается искомое отношение

^ = ^=1,4.

Последняя величина и принята в ОСТ 6435.

Таким образом, у расчётных вагонов, считая их нетележечными,
отношение L : 2/3 принято равным 1,4 для того, чтобы наибольшие сме-
щения середины и концов таких вагонов по обе стороны криволинейного
пути были одинаковы; это облегчает также и габаритные расчёты.

Наличие тележек несколько изменяет величины смещений вагонов.
На фиг. 17 приведена расчётная схема для определения величины смеще-
ний тележек в кривой.
Из фиг. 17 видно, что при центральном расположении относительнс
пути колёсных пар тележек, имеющих базы, равные 2/2, пятники тележе!
смещаются со средней линии кривой на величину

Вследствие этого и продольная ось АВ тележечного вагона смещается
к центру кривой от положения оси А'В' нетележечного вагона на ту же
величину t. Поэтому у тележечных вагонов наибольшие смещения их про
дольных осей составляют:

по середине вагона

У в ~ Увн шах Ч” —

по концам вагона

4/3 4/1
8/?

(9)



У к — У нар max I —

2/з пк + Пк

2R

Определим теперь ширину вагонов, имеющих ббльшую длину L
и иное отношение А:2/3, чем у расчётных вагонов, и рассмотрим этот
вопрос применительно к габариту 1-В.

При этом следует иметь в виду, что в ОСТ 6435 под расчётными

вагонами подразумеваются нетележечные вагоны.

Определим величину смещений продольной оси расчётного вагона со
средней линии кривой радиусом R = 400 м. Для габарита 1-В, как ука-
зано выше, такой вагон имеет £ = И м и 2/3 = 7,85 м.

По формуле (2) получаем наибольшее смещение середины вагона
к центру кривой

7 85а

Увн max = q-77vS = 0,019 М = 19 ММ.

о • 400

Так как у расчётного вагона отношение L:2l3= 1,4, то на такую же
величину 19 мм сместится наружу и конец его продольной оси.

Таким образом, расчётный вагон смещается по обе стороны кривой
R = 400 м на наибольшую величину 19 мм и при этом может иметь ещё
полную ширину габарита 1-В по всей своей длине. Поэтому если у вновь
проектируемого вагона смещения его продольной оси по середине и по
концам со средней линии кривой R = 400 м окажутся больше 19 мм, то
в таких сечениях ширина вагона должна быть соответственно уменьшена
по сравнению с шириной габарита 1-В, как это поясняется приводимым
ниже примером.

Определение в разных поперечных сечениях вагона наибольшей ши-
рины, допускаемой данным габаритом, называется вписыванием
вагона в этот габарит.

Для большего удобства практических подсчётов преобразуем фор-
мулы (2) и (9) таким образом, чтобы по ним сравнительно небольшие
смещения увн, ус и ук сразу получались в мм при остальных величинах
2/3, 2/а, пк и R, принимаемых в м. Тогда при R = 400 м получим

д/2

Увн max = q—Тпп 1 900 = 0,312 • 4/з ММ
О • 4UU

= ~8+400 1 000 = °’312 (4/з + 4/’) мм .	(10)

= / 2l3nK + п* _ 4/1 А 1 000 — 1 25 v

Ук \ 2-400	8-400/ °°° — 1 >25 х

х (2/зМж -j” и*)— 0,312 • 4/1 мм

где 2/3, 2/2 и пк принимаются в м.
Рассмотрим в качестве примера вписывание в габарит 1-В кузова пасса-
жирского четырёхосного вагона длиной L = 20,2 м при базе 2 13= 13,97 м,
базе тележек 2/2 = 2,4 м и длине каждой консоли пк = (20,2—13,97):2=
= 3,115 м. У этого вагона отношение

L: 2/3 = 20,2: 13,97 = 1,45.

Наибольшее смещение середины этого вагона к центру кривой R =
= 400 м, согласно формуле (10), составляет

ус = 0,312 (13,972 + 2,42) = 61 + 2 = 63 мм.

Так как у расчётного вагона смещение к центру кривой среднего
сечения допускается только на величину 19 мм, то ширина посередине
кузова рассматриваемого вагона должна быть уменьшена с каждой сто-
роны на величину, называемую ограничением ширины по середине:

Ес = ус — 19 = 63 — 19 = 44 мм.

Поэтому наибольшая допускаемая ширина кузова рассматриваемого
вагона 2ВС по середине получится

2 Вс = 3 250 — 2 • 44 = 3 162 мм,
где 3 250 мм — ширина габарита 1-В на высоте кузова.

Наибольшее смещение наружу кривой конца вагона при пк = 3,115 м
определится по формуле (10)

ук = 1,25(13,97 • 3,115+ 3,1152) — 0,312.2,4а = 67 —2= 65 мм.

Поэтому ограничение полуширины кузова вагона на конце составляет

Ек = ук — 19 = 65 — 19=46 мм

и ширина кузова на конце 2ВК получится

2 Вк = 3 250 — 2.46 = 3 158 мм.

По пятниковым и ближайшим к ним сечениям этот кузов может
иметь полную ширину 3 250 мм габарита 1-В, что видно из следующего.

Проведём через кузов горизонтальную плоскость. Тогда, в предполо-
жении отсутствия у него ограничений ширины Ес и Ек , получим в сече-
нии прямоугольник длиной L и шириной 2 Во, равной ширине габарита 1-В
(см. фиг. 18). Так как ограничения ширины кузова вызываются смеще-
нием его продольной оси с кривой радиусом Л?= 400 м, то величина
этих ограничений для других сечений кузова изобразится по сторонам
прямоугольника соответствующими вырезами, а именно: между пятни-
ками— по сегментам со стрелками Ес, а в консольных частях по дугам
окружностей того же радиуса R = 400 м, отсекающим на концевых
стенках отрезки Ек .

Длины /] и /1, с которых начинаются ограничения ширины кузова,
определяются формулой (10). Для вычисления 1г имеем

Ес = 0,312/?,
откуда

' = /

причём Ес принимается здесь в мм.

Для вычисления 1\ определим стрелку
сЬ = ab — ас = ab — Ек .

Вся стрелка ab = 0,312 L2, поэтому cb = 0,312 L2— Ек и, кроме того,
cb =0,312( Л)2;
откуда получаем

1\ = 1,79 /0,312Mt

где L принимается в м9 а Ек — в мм.

Для рассматриваемого вагона получим

/1== 1,79/44 = 11,89 м,

вследствие чего ограничения ширины по длине направляющей базы н
чинаются от каждого пятникового сечения на расстоянии п, равном

п = (13,97— 11,89): 2= 1,04 м.

Для консольных частей получим

1\ = 1,79/0,312 • 20,22 —46 = 16,11 м.

т. е. ограничения начинаются на расстоянии от пятникового сечени
П1 = (16,11 — 13,97): 2 = 1,07 м.

Упомянутый прямоугольник с вырезами по продольным сторонам, опр<
деляющий наибольшую допускаемую габаритными условиями ширину кузов
в любом поперечном сечени

называется горизонталь
ной габаритной рам
кой кузова (фиг. 18).

Продольные стороны гори
зонтальной габаритной рамю
представляют те направляющие
по которым могут СКОЛЬЗИТ1
точками а или /, параллельнс
самим себе, боковые сплошные
линии г-а-1-4 габарита 1-В
(см. фиг. 13) вместе с параллель-
ными им штриховыми линиями,
определяя при этом допускаемый
габаритный объём рассматривае-

мого вагона.

Фиг. 18. Горизонтальная габаритная рамка	в габарит рв показанный

J	на фиг. 13 сплошными линия-

ми /-а-г-г-а-/, должны вписы-
ваться: рама и кузов вагона со своими карнизами, боковыми задвижными
дверями, вентиляторами, ступеньками входных лестниц и т. п. Неответ-
ственные выступающие части (козырьки для стока воды, параваны и т. п.)
могут выступать за сплошные линии а-1 на 50 мм до параллельных штрихо-
вых линий. Сигнальные фонари могут выступать за сплошную линию на
100 мм до штриховой линии в пределах её высоты от 2 645 мм до 3 500 мм

над уровнем головок рельсов.

При устройстве боковых стенок кузова плоскими ширина его опре-
деляется в зависимости от размеров 2ВС и 2ВК .

Если размер по середине 2ВС окажется меньше размера по кон-
цам 2ВК , то кузов может иметь ширину, равную 2ВС по всей своей
длине; если же размер по концам 2ВК окажется меньше 2ВС, то кузов
может иметь ширину 2ВС на большей своей длине и только по концам
ширина его должна быть уменьшена до 2ВК.

В случае надобности в пятниковых сечениях и ближайших к ним могут
быть расположены некоторые устройства, выступающие наружу боковых
плоских стенок, при условии, чтобы такие устройства не выходили за полную
ширину 250 габарита.
Ширина кузова вагона, вписывающегося в габарит 0, определяется ана-
логичным способом, а именно: у вагонов могут иметь полную ширину этого
габарита, равную 3 150 мм, только пятниковые и соседние с ними сечения.
Остальные сечения кузова, кроме кузовов коротких вагонов, должны
получать с каждой стороны соответствующие ограничения Е. В последнее
время ограничения Е вычисляют по следующим формулам, дополнительно
учитывающим влияние износов и смещений вагонов в кривой радиусом 250 м.

Для сечений, находящихся между пятниковыми сечениями, ограниче-
ния ширины частей вагона, расположенных на высоте 430 мм и выше над
уровнем головок рельсов, вычисляются по формуле

4/?

Евн = 2 (2/3п — и2) + ~2—F 27,5 + z/i +	— 75 мм.

По середине направляющей базы при п = 2/3:2 получим наиболь-
шее ограничение

Ес = 2(ll+ /2) + 27,5 + г/х + t/2 — 75 мм.	(11)

В консольных частях ограничение вычисляется по формуле

Енар = 2 (2/3п + П2) - ^ + (27,5 + У1 + у2)	- 75 мм. (12)

Для получения наибольшего ограничения на конце вагона в послед-
ней формуле принимают п = пк.

В этих формулах:

2/3 — база вагона в м;

п—расстояние рассматриваемого поперечного сечения кузова от
ближайшего пятникового сечения в м;

уг — наибольшее смещение в одну сторону пятникового сечения ку-
зова из центрального его положения, происходящее вследствие
зазоров при максимальных износах подшипника по шейке
оси, корпуса буксы по подшипнику и вкладышу, а также бук-
совой лапы (челюсти) по корпусу буксы, в мм;

у2 — наибольшее смещение в одну сторону пятникового сечения
кузова из центрального его положения вследствие бокового
износа пятника и динамического отклонения люльки в мм;

yi + у2— сумма упомянутых смещений, принимаемая при определении
размеров кузова равной: 15 мм для двухосных грузовых
и трёхосных пассажирских вагонов, 19 мм для четырёхосных
грузовых и двухосных пассажирских вагонов, 36л!Л!для четырёх-
осных пассажирских вагонов. Эти величины относятся к ваго-
нам, имеющим подшипники трения скольжения. При роликовых
подшипниках приведённые значения у± + у2 могут быть умень-
шены на 4 — 5 мм;

212 — база тележки в м;

27,5 мм = (1 435 4- 30— 1 410): 2 — наибольшее смещение в кривой R =
=250 м с середины пути (ширина колеи 1 435 4- 30 мм) колёсной
пары с изношенными гребнями колёс при расстоянии между
их наружными поверхностями 1 410 мм;

75 мм — допускаемое смещение за боковые линии габарита 0 в кривой
R = 250 м частей вагона, расположенных на высоте 430 мм
и выше над уровнем верха головки рельса. Для частей, распо-
ложенных ниже 430 мм, аналогичное смещение равно только
25 мм.

Таким образом, ширина кузова вагона 2В в любом поперечном его
течении получается

2В = 3 150 —2Е мм,	(13)

де Е — соответствующее ограничение.
Отрицательные величины ограничений отбрасываются и соответствующ!
им сечения могут иметь полную ширину габарита 0, равную 3 150 мм.

Горизонтальная габаритная рамка кузовов вагонов, вписывающихся в г;
барит 0 по формулам (11)—(13), имеет по своей форме сходство с рамкой, из<
бражённой на фиг. 18, отличаясь от последней радиусом кривых, равны.
250 м, вместо 400 м, показанных на этой фигуре.

Для габарита 2-В по ОСТ 6435 длина и ширина расчётного вагона установлен!
значительными (24 м и 3,6 л<), превышающими длину и ширину современных вагоно
массовой постройки. Этот расчётный вагон, как и при габарите 1-В, предусмотре]
нетележечным и согласно сказанному выше с отношением L : 2 /3 = 1,4.

На тех направлениях, где регулярно обращаются вагоны, построенные по габа
риту 2-В, ширина междупутья и ширина габарита приближения строений 2-С в кривых
увеличиваются по сравнению с шириной на прямых на величину смешений в этих
кривых расчётного вагона соответственно радиусу кривой. Этим обеспечивается
свободный проход расчётного вагона по кривым.

Практически при вписывании в габарит 2-В вагонов, имеющих тележки и отноше-
ние L : 2/а, отличное от 1,4, ширина кузова, равная 3 6J0 мм, в некоторых поперечных
сечениях должна быть уменьшена в зависимости от отношения L : 2 /3 или соответ-
ствующего ему отношения пк : /3.

Эти ограничения ширины кузова (см. фиг. 18) вычисляются по формулам:
по середине базы вагона

Ее = 0,625 (4/з + 4 /|) — 172 —а мм

на длине

по концам кузова:

для пассажирских вагонов

/, = 1,265 VEC м-,
пк

Ек = 62 -у— — а мм;
К	‘3

для грузовых вагонов

пк

мм

Ограничения Ек уменьшаются по прямой от конца вагона до нуля в точке, рас-
положенной на расстоянии от ближайшего пятника; это расстояние вычисляется из
приведённых формул для Ек , принимая в них

Ек = 0 и пк = гц.

В формулах принимается:

а = 5 мм—для пассажирских вагонов (для моторных и прицепных вагонов электри-
ческих поездов а = 20 мм);

а—40 мм—для грузовых вагонов;

^2 - z3> n«. ni и Л — в ж;

Ес и Ек — в мм.

Выше рассматривалась верхняя часть габаритов, по которой определя-
лась ширина кузова. Нижняя часть габаритов указана в ОСТ 6435 сплошными
линиями, а по самому низу — штриховыми.

Штриховые линии определяют то наинизшее положение необрессоренных
частей, которое они могут занимать у нового вагона. К числу необрессорен-
ных частей относятся колёсные пары, буксы, рамы некоторых тележек, опи-
рающиеся непосредственно на буксы, а также надетые прочно на оси зубчатые
колёса и их кожухи у моторных вагонов и шкивы у вагонов электростанций.

Высота штриховой линии над уровнем головки рельса установлена таким
образом, чтобы необрессоренные части при наибольшем своём износе, проис-
ходящем вследствие уменьшения толщины и проката бандажей и ободов без-
бандажных колёс, а также износа шеек и подшипников, не опускались ниже
определённой высоты, допускаемой габаритом приближения строений.

Сплошные линии ограничивают наинизшее положение обрессоренных
частей вагона, т. е. всех его остальных частей, опирающихся на буксы колёс-
ных пар через рессоры (или пружины). К этим частям относятся рамы тележек
(за исключением необрессоренных рам — поясных и литых) и самих вагонов
со всеми прикреплёнными к ним частями. Ввиду того что при загрузке вагона
и при колебаниях его на рессорах во время движения обрессоренные части
Высота от уровня верха головов рельсов номерных точек нижней части габаритов О, 1-В и 2-В в мм

Г абарит	0							1	-в		2-В			
Н омера точек	• 1	2 1	3	4 1	5	6	> 1	2 1	3 1	4	• 1	2 1	3 1	4
Абсциссы точек	1 575	1 350	1 302	1 302	1 110	1 030	1 625	1 302	1 302	1 302	1 800	1 302	1 302	1 302
Для вагонов с бандажными колёсами D= 1 050 мм и 0=950 мм и цельнокатанны- ми стальными 0=950 мм, ко- торые на колёса иного диа- метра пересаживаться не бу- дут		500	500	455	310	155*	200	470	455	200	155*	480	455	200	155*
Для вагонов с бандажными колёсами 0=1050 мм, кото- рые будут пересаживаться на колёса 0=950 мм, цельнока- танные или бандажные . . .	550	550	505	360	130*»  205	250	520	505	250	130**  205	530	505	250	130**  205
Для вагонов с бандажными колёсами 0=1050 мм, кото- рые будут пересаживаться на чугунные необтачиваемые ко- лёса 0=900 мм .......	525	525	480	335	180	225	495	480	225	180	505	480	225	180
Для вагонов с колёсами 0 = 900 мм, которые на колё- са иного диаметра пересажи- ваться не будут 		450	450	405	260	105	150	420	405	150	105	430	405	150	105

габариты вагонов

• Для грузовых вагонов.

♦♦ Для пассажирских вагонов.
могут опускаться больше, чем необрессоренные, сплошная линия прохода
выше штриховой. Расстояние по высоте между этими двумя линиями сс
ответствует осадке рессор и пружин.

На самих чертежах габаритов положение нижних линий указано тольк
горизонтальными размерами; вертикальное же расстояние этих линий от уроь
ня головок рельсов приведено в табл. 1, в которой высоты указаны в зависи
мости от диаметра и конструкции колёс для отмеченных номерами концевы:
точек линий.

Вверху габаритов 1-В и 2-В показаны также штриховые линии а-б-в-г, д<
которых могут доходить размеры вагонов по высоте и ширине лишь после того,
как на всех станциях будут сняты подкосы стропил и свесов крыш. До за-
вершения этих работ следует пользоваться только сплошными линиями.

Ввиду того что со времени утверждения в 1934 г. действующего ОСТ 6435
произошло дальнейшее значительное развитие железнодорожного транс-
порта, в настоящее время этот ОСТ пересматривается.
ГЛАВА III

ВЫБОР ТИПОВ И ПАРАМЕТРОВ ГРУЗОВЫХ ВАГОНОВ

1. ВЫБОР ТИПОВ В1ГОНОВ

Удовлетворение потребностей народного хозяйства в перевозках и рента-
бельность работы железных дорог во многом зависят от типов эксплуатируемых
вагонов и их параметров. Выбранные типы вагонов должны соответствовать
объёму и составу грузооборота, технической оснащённости железных дорог,
обеспечивать выполнение перевозок с наименьшими затратами подвижного со-
става и минимальными эксплуатационными расходами, а также удовлетво-
рять специальным требованиям, предусматриваемым техническим заданием.

При выборе типов вагонов производят детальный анализ объёма и состава
грузооборота, дальности и условий перевозок, пользуясь при этом технико-
экономическими расчётами для сравнения различных вариантов. Анализ
грузооборота и условий перевозок определяет типы вагонов, в которых должна
осуществляться перевозочная работа на железнодорожном транспорте с над-
лежащей сохранностью грузов. Технико-экономические расчёты помогают оце-
нить выгодность перевозок в различных типах вагонов. При технико-эконо-
мических расчётах вагоны, пригодные для перевозки одних и тех же грузов,
сравнивают между собой последующим основным показателям: использованию
грузоподъёмности, коэффициенту тары, нагрузке от оси на рельсы, давлению
на 1 пог. м пути, простоям под грузовыми операциями и себестоимости пере-
возок основных родов грузов (результирующий показатель).

От применяемых типов вагонов и их параметров зависят главным образом
расходы, связанные с линейной работой железных дорог Сх и погрузочно-раз-
грузочными операциями С2. Поэтому при сравнении и выборе типов вагонов
можно подсчитывать не общую себестоимость перевозки, а только указанные
её части.

Для сравнения линейных расходов при перевозке грузов в вагонах раз-
ных типов их подсчитывают на 1 ткм по следующей формуле:

Ci = А (1 +	+ в юОрх + ens (1 +	,	(14)

где

Л = (фхвдгл +	-—q +	+ Uep £и +	еТк‘,

В = ип еи 1етч;

ь — eMs + гп еТк н------—:,

\	Ууч / ?п

— коэффициент, учитывающий время на приём и сдачу поезда
(отношение времени на приём и сдачу ко времени работы на
участке) [фх==0,28];

3 Вагоны
Сын — расходная ставка на 1 бригадо-час кондукторских бригад в кс
[eNh = 1 700 коп.];

<р2 — коэффициент, учитывающий время на приём и сдачу локомоти
локомотивной бригадой (отношение времени, затрачиваемо
бригадой на приём и сдачу, ко времени её работы на участк
[ф2 = 0,53];

eMh — расходная ставка на 1 бригадо-час локомотивной бригады в ко
[для паровозов серии ФД еш=2 350 коп.; серий Л, СО, eMh-
= 2200 коп.];

vp4— участковая скорость в км 254-35 км/час];

Q — вес поезда брутто в т [для паровозов серии ФД Q^2 400-
4-3 000 т];

ем* — расходная ставка в коп. на 1 паровозо-километр [для паровоз,
серии ФД eMss = 225 коп., для паровозов серий Л, СО, Э>
ем* = 150 коп.];

игр — расход условного топлива на 1 ткм брутто гружёного пробег;
в кг [и'гр = 0,0137 кг\ ;

ип — расход условного топлива на 1 ткм брутто порожнего пробеге
в кг [ип^: 0,0156 кг\;

еи — расходная ставка на 1 кг условного топлива в коп. [еи=30,3 коп.];

Рп — вес паровоза в рабочем состоянии в т [для паровоза серии ФД
Рп = 230 т];

еТк— расходная ставка на 1 ткм брутто в коп. \еТк = 0,05 коп.];

т — количество осей в поезде (устанавливается в зависимости от
веса поезда брутто и осевой нагрузки проектируемых вагонов);

Т — тара вагона в т (проектная величина);

Р — грузоподъёмность вагона в т;

К — коэффициент использования грузоподъёмности вагона (отношение
веса груза, загружаемого в среднем в вагон, к его грузо-
подъёмности);

п — количество осей у вагона (2; 4; может быть 6 и 8);

Р — отношение порожнего пробега к гружёному в % (зависит
от условий эксплуатации и универсальности проектируемого
вагона).

Приведённыевквадратных скобках расходныеставкиявляются примерными.

Для расчётов следует пользоваться плановыми расходными ставками
и измерителями работы.

Для исчисления С2 должны быть установлены расходные ставки на по-
грузочно-разгрузочные операции. Для этой цели по единым нормам и расцен-
кам на погрузочно-разгрузочные работы определяют расходы на погрузку и
выгрузку 1 т груза. Затем прибавляют к ним накладные расходы (включая
и начисления на заработную плату грузчиков и механизаторов) и получен-
ную сумму делят на дальность перевозки в километрах.

Изучение физико-химических свойств грузов (обеспечение их сохранности
при перевозке) и их объёмных весов показывает, что одни грузы должны
перевозиться в вагонах определённого типа, другие же могут перевозиться
в вагонах разных типов, но с неодинаковыми удобствами для погрузки
и выгрузки и различным использованием грузоподъёмности.

Степень пригодности вагона для выполнения грузооборота железных дорог
характеризуется его универсальностью. Наибольшей универсальностью
обладают крытые вагоны. В сравнении с ними универсальность других типов
вагонов меньшая: платформ на 29%, гондол на 35% и хопперов на 53%.
Несмотря на большую универсальность крытых вагонов в них не могут пе-
ревозиться многие грузы; кроме того, ряд грузов с большой эффективностью
может перевозиться в вагонах других типов.

На основании исследований и анализа грузооборота железных дорог
выявлено, что для его выполнения с надлежащей сохранностью перевозок в ва-
гонном парке должны быть минимум четыре типа вагонов: крытые, платформы,
цистерны и изотермические.

Для успешного выполнения перевозок при наименьших затратах, кроме
указанных типов, обязательно должны быть выбраны и другие типы вагонов.
К ним в первую очередь относятся полувагоны-гондолы как наиболее рента-
бельный тип подвижного состава.

Выгодность применения гондол вытекает из сравнения их с другими ти-
пами вагонов по указанным выше линейным С\ и погрузочно-разгрузочным С2
расходам. Согласно исследованиям Всесоюзного научно-исследовательского
института железнодорожного транспорта наиболее выгодными типами вагонов
являются:

1)	при односторонних и двусторонних одинаковых потоках грузов для пе-
ревозки угля — гондолы, для перевозки руды и минерально-строительных ма-
териалов (земля, песок, глина и тому подобные грузы) — хопперы, для пере-
возки лесоматериалов и чёрных металлов—платформы;

2)	при двусторонних неодинаковых потоках грузов для перевозки угля,
руды и минерально-строительных материалов — гондолы, а для перевозки
лесоматериалов и чёрных металлов—платформы.

Универсальность гондол по сравнению с хопперами позволяет использо-
вать их для перевозки не только сыпучих, но и других разнообразных гру-
зов. Это преимущество существенно сказывается на снижении линейных рас-
ходов железных дорог.

Таким образом, вагонный парк железных дорог СССР должен состоять
преимущественно из пяти основных типов: крытых, полувагонов (гондол),
платформ, цистерн и изотермических, а также специальных — транспортё-
ров, цистерн для перевозки кислот, молока, сжиженных газов, раститель-
ного масла и патоки, крытых для перевозки скота, мелких животных и
птицы, автомашин, мебели, ядовитых и опасных грузов, полувагонов
для перевозки сахарной свёклы, торфа, руды и др. Кроме указанных
типов вагонов, для ряда грузов, особенно на замкнутых направлениях пере-
возок, могут применяться и другие специальные вагоны. Сфера их примене-
ния обычно ограничивается направлениями с равноценными потоками однород-
ных грузов (например, в одну сторону перевозится уголь, а в обратную—
руда) или направлениями с резко выраженным односторонним потоком массо-
вых однородных грузов, где порожний пробег универсальных вагонов в об-
ратную сторону неизбежен. Применение специальных вагонов для отдельных
родов грузов может быть также вызвано особыми требованиями отдельных
отраслей народного хозяйства или другими важными соображениями.

Одним из средств, улучшающих работу транспорта и повышающих
культуру перевозок, является широкое применение универсальных
и специальных типов контейнеров. Применение контейнеров позволяет
перевозить грузы без тары или в облегчённой упаковке от склада от-
правителя до склада получателя, повысить сохранность грузов (ликви-
дировать потери на распыление, бой, утечку или порчу груза) и уско-
рить оборот товаров в стране. Кроме универсальных контейнеров грузо-
подъёмностью 2,5 и 5 т, предназначенных для перевозки штучных гру-
зов, предусматривается применение специальных типов контейнеров для
перевозки скоропортящихся грузов, молока, растительного масла, кир-
пича, шифера, черепицы, стекла, цемента, глёта, свинцового сурика,
сухих и жидких химикатов, красок и других грузов.

2.	ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ВАГОНОВ

Основными параметрами вагонов, определяющими их эффективность,
являются: грузоподъёмность, тара, количество осей (оснссть), объём кузова,
площадь пола и линейные размеры. Для сравнения отдельных типов и кон-
струкций вагонов устанавливают следующие параметры: удельный объём
кузова, удельная площадь пола, коэффициенты тары, нагрузка от колёсной
пары на рельсы, нагрузка на 1 пог. м пути.

Установление параметров вагонов производится с учётом роли и значе-
ния железных дорог в общей системе транспорта и обороне страны, размера и со-
става грузооборота, величины отправок, дальности перевозок, габаритов по-
движного состава, состояния пути и мостов, мощности локомотивов, длины стан-
ционных путей и др.

Размер грузооборота, дальность перевозок и величина отправок влияют
на выбор рода подвижного состава (малогрузного или большегрузного), а сле-
довательно, и на величину грузоподъёмности и количество осей вагона. Состав
грузооборота влияет на соотношение между объёмом и площадями вагонов и их
грузоподъёмностью, а если учесть и габариты подвижного состава, то и на ве-
личину грузоподъёмности вагонов. Габариты подвижного состава определяют
максимально возможные объёмы и линейные (габаритные) размеры вагонов,
а состояние рельсового пути — грузоподъёмность и осность вагонов. Состояние
же мостов и длина станционных путей влияют на выбор длины вагонов, а при
данных габаритах — на общую грузоподъёмность вагона.

Имеется также зависимость между весовыми нормами поездов и грузо-
подъёмностью вагонов.

Влияние всех указанных выше факторов на параметры вагонов наилуч-
шим образом может быть учтено при соблюдении определённой последователь-
ности ведения расчётов: 1) расчёт удельных объёмов и удельных площадей ва-
гонов и выбор их оптимальных значений; 2) расчёт коэффициентов тары ваго-
нов и выбор их оптимальных значений; 3) расчёт грузоподъёмности вагонов;
4) определение линейных размеров вагонов.

3.	РАСЧЁТ УДЕЛЬНЫХ ОБЪЁМОВ И УДЕЛЬНЫХ ПЛОЩАДЕЙ
ВАГОНОВ И ВЫБОР ИХ ОПТИМАЛЬНЫХ ЗНАЧЕНИЙ

Для выбора рациональных размеров вагонов следует определить наиболее
выгодное соотношение между объёмом кузова и грузоподъёмностью, а для плат-
форм также между площадью пола кузова и грузоподъёмностью. С этой целью
устанавливают оптимальные размеры удельных объёмов и удельных площадей
вагонов.

Удельным объёмом вагона, как указывалось выше, называется количе-
ство кубических метров полного объёма кузова, приходящееся на 1 т его но-
минальной грузоподъёмности

= (15)

где V — полный, или геометрический, объём кузова по верхней обвязке
в м3;

Vn — погрузочный объём кузова в м3\

Р — грузоподъёмность вагона в т\

ср — коэффициент использования геометрического объёма кузова.

Под удельной площадью пола понимают отношение площади пола
вагона к его номинальной грузоподъёмности:

F V
р‘=-р=£г,-	<16>

где F — полная площадь пола в

Н — возможная высота погрузки в м.

Для .платформ различают высоту погрузки по бортам с «шапкой» (для сы-
пучих грузов) и по габариту с установкой стоек (для лесоматериалов, прессо-
ванного сена и других грузов, перевозимых с укладкой в штабель). В первом
случае высота погрузки принимается исходя из величины боковых и торцевых
бортов и угла естественного откоса грузов во время движения, во втором—ис-
ходят из высоты стоек, которая равна при внутренних гнёздах для стоек 2,9 м
и наружных скобах для стоек 2,6 м.

При прочих равных условиях от величины удельных объёмов и удельных
площадей зависит использование объёма и грузоподъёмности вагонов. Пол-
ное использование объёма, площади и грузоподъёмности вагонов достигается
при соблюдении следующих соотношений:

V V 1	f 1 7\

Vy = ~n=V7---- = -- »	(17)

у Р	VcfY	сру

F _F _ V _ V 1	/iox

y~ P ~~ PH “ V^H	[ ’

где y — объёмный вес груза в т/М3.

Для вагонов, в которых перевозится один определённый род груза,
исчисление иу и Fy никаких трудностей не представляет, так как y> ?
и Н для любого груза или известны, или легко определимы. Иначе
обстоит с установлением иу и Fy у вагонов, предназначенных для пере-
возки разнообразных грузов. У этих вагонов vy и Fy не могут быть
установлены такими, чтобы по всем грузам достигалось 100%-ное исполь-
зование объёма и грузоподъёмности, так как ф и y по различным грузам
разные.

Так, если исчислить vy и Fy по грузам с наименьшими значениями <р
и Y» то ПРИ перевозке остальных грузов будет недоиспользован объём
кузова вагона, если же, наоборот, рассчитывать по грузам с наибольшими
значениями ср и 7, то аналогичное положение создаётся с использованием
грузоподъёмности вагона. Следовательно, в обоих случаях vy и Fy будут
определены неверно. Неправильно также иу и Fy определять по средне-
взвешенным для всего грузооборота значениям ср и Y- В этом случает vy
и Fy определялись бы по следующим формулам:



(19)

где а—удельный вес отдельных
работе.

При таком способе расчёта

родов грузов в общей перевозочной

тяжёлые грузы | с объёмным весом

Y>-----) снижали бы vy и Fy

vy<fl

и вследствие этого ухудшилось бы исполь-

зование грузоподъёмности при перевозке лёгких грузов (с объёмным ве-

сом	• Так как недоиспользование грузоподъёмности при пере-

возке лёгких грузов не перекрывалось бы повышенным её использованием
(более 100%) при перевозке тяжёлых грузов, то значительно снизилось
бы использование грузоподъёмности вагонов в целом.

Таким образом, vy и Fy неправильно определять по наименьшим,
наибольшим или средним значениям Y и 9-

В связи с тем, что в вагонах универсального типа нельзя добиться
полного использования объёма и грузоподъёмности при перевозке всех
грузов, vy и Fy для них должны определяться как оптимальные величины
для всего грузооборота. Для этого необходимо:

1)	разделить все грузы, подлежащие перевозке в вагонах данного типа,
на группы с примерно одинаковыми значениями y и 9 и для каждой из
них установить иуг — требуемые геометрические объёмы на 1 т груза.
При проектировании платформ для каждой группы грузов устанавливаюг
Fyz — требуемые геометрические площади на 1 т груза;
2)	определить удельные значения а каждой группы грузов в груз
обороте для данного типа вагона;

3)	установить vy (для платформ Fy), принятые в настоящее врев
для данного типа вагонов, которые могут быть использованы для пер
возки заданного состава грузооборота;

4)	сравнить найденные выше значения vyg с vy и Fyg с Fy . При это1
если vyg данной группы грузов равна или меньше vy , то она должна быт
отнесена к использующим грузоподъёмность вагона, если больше, т<
наоборот, к неиспользующим грузоподъёмность вагона;

5)	составить по сравнению с принятым vy для данного типа вагон
ряд новых vy с интервалом между ними, равным 0,1 м3/т. Новый ря
составляют из vy меньших и больших, чем принятый. Для платформ анг
логичный ряд составляется из Fy.

После этого определяют использование грузоподъёмности вагона
при каждом размере vy отдельно для крытых вагонов, изотермических
полувагонов и цистерн при каждом значении Fy для платформ, а такж<
выявляют зависимость между расходами, связанными с линейной работо!
железных дорог, Сг и vy, Р и Т вагонов разных типов (для платфорл
также с размерами Fy). Установив указанные выше зависимости, выбирают
по ним оптимальные значения vy и Fy для вагонов различных типов.

Объёмный вес грузов, перевозимых по железным дорогам, колеблется
от 0,1 до 8— 10 т/м? и выше. В общем грузообороте удельный вес а
грузов с объёмным весом от 0,1 до 0,5 т/м3 составляет 28,0%; от 0,5 до
1,0 т/м3—44,0% и от 1,0 т/м3 и выше—28,0%. Следовательно, пример-
но четвёртую часть перевозочной работы составляют разнообразные лег-
ковесные грузы, т. е. такие, которые требуют относительно больших оу
и Fy. Вместе с тем свыше четверти всей перевозочной работы произво-
дится с однородными тяжёлыми грузами, что обусловливает для этой
части грузооборота относительно небольшие vy и Fy.

Использование геометрического объёма вагонов зависит от конфигу-
рации кузова, расположения и размеров дверей, люков, внутреннего
оборудования (для изотермических вагонов), высоты и формы бортов,
а также свойств груза (угла естественного откоса в движении или раз-
мера отдельных мест).

Все эти факторы учитываются коэффициентом <?.

Исследования показывают, что использование геометрического объёма
вагонов различных типов в зависимости от рода перевозимых в них гру-
зов различно. Для крытых вагонов ср колеблется от 0,6 до 0,93; для
изотермических в среднем составляет около 0,6; для полувагонов 1,12—
1,15 (погрузка с «шапкой»), для платформ 0,8 (погрузка в пределах
габарита) и для цистерн около 1,0.

Удельные объёмы и удельные площади вагонов vyg и Fyg для разных
родов грузов и для групп грузов с примерно одинаковыми значениями
у и ср, при которых достигается полное использование объёма (площади
пола) и грузоподъёмности вагонов, определяют по формулам (17) и (18).

Зависимость между X и vy выражается формулой

X = 100----S а« + S а«----- о/о	(20)

а“ + а"

Зависимость между к и Fy определяется по той же формуле, но с за-
меной значений vy и vyg на Fy и Fyg'.

к = юо —Sa« +	-----%,	(2i)

а“ + p~v 2 а*руг
где аи — удельное значение в грузообороте грузов с иуг < Vy или
с Fyz^Fу\

ан— удельное значение в грузообороте грузов с vy или
с Fye> Fу.

У существующих четырёхосных крытых вагонов грузоподъём-
ностью 50 т vy= 1,8 м3/т, а грузоподъёмностью 60 т ^=1,5 м3/т.
Перевозимые в крытых вагонах грузы в основном имеют vus =
= 14-10 м3/т.

Следовательно, можно строить крытые вагоны с меньшими и боль-
шими vy. В связи с этим важно знать, как будет изменяться к у крытых
вагонов при понижении и повышении vv. Расчёты показывают, что повы-

шение vy у крытых вагонов сопровождается увеличением Л (фиг. 19).

При этом заметный рост X имеется при увеличении и от 1,5 до
2,7 м3/т (с 70,3 до 95,6%). Повышение vy сверх 2,7 м3!т на^увеличении

X отражается незначительно.

Принятому для 50-ги крытых ваго-
нов vy = 1,8 м31т соответствует исполь-
зование грузоподъёмности Л = 78,8 %,
что явно недостаточно. По данным мас-
совых опытных погрузок с рациональ-
ной загрузкой четырёхосных 50-лп кры-
тых вагонов X составляет 78,3%*. Это
подтверждает правильность рекомендуе-
мой методики расчётов и вытекающих
из них выводов.

У новых крытых вагонов с боль-
шими vv использование грузоподъёмно-
сти может быть повышено на 16—17%.

Анализ состава грузооборота гондол

в подгруппированном виде по размерам Фиг. 19. Кривые зависимости меж-
ииг показывает, что они могут строиться ДУ и vy для крытых, гондол, хоп-

. по. п с ч, гг	«	перов и изотермических вагонов

с vy =0,8 4- 2,5 м3{т. Принятый для н	н

гондолы удельный объём, равный 1,1 м3/т,
можно снизить на 0,3 м31т или повысить на 1,4 м?!т. Зависимость
между X и vy для этого типа вагонов показана на фиг. 19.

Как видно из фигуры, существующий у универсальных гондол
удельный объём, равный 1,1 л3/ди, близок к оптимальному значению.

Дальнейшее повышение удельного объёма не вызовет заметного увеличения
использования грузоподъёмности гондол и в то же время потребует зна-
чительного их утяжеления, а следовательно, и увеличения линейных рас-

ходов железных дорог.

Гондолы также целесообразно строить специализированными для
перевозки определённого рода груза (железной и цветной руды или
сахарной свёклы, торфа и других легковесных грузов).

В этом случае vy должна устанавливаться по формуле (17).

Для хопперов зависимость между X и vy исследована в пределах
изменения vy от 0,5 до 1,2 м3!т (фиг. 19). Как видно из фигуры, при
существующем с^=1,2 лс3/ди** использование грузоподъёмности хопперов
составляет 100%. Понижение vy до 1,1 м3!т вызывает уменьшение > на
1,1%, а до 1,0 jw3/m — на 8,6%. Вследствие этого снижать vy у хоппе-
ров более чем до 1,1 м3/т нецелесообразно.

Для платформ зависимость между X и Fy должна выявляться при
изменении Fy в пределах от 0,6 до 7 Соответствующие данные по

• Фактическое использование грузоподъёмности по другим типам вагонов также
мало отличается от расчётного и потому в дальнейшем не указывается.

••Существующий на сети железных дорог четырёхосный хоппер в начале его экс-
плуатации имел грузоподъёмность 60 т, а значит = 1 м3/т. После снижения его
грузоподъёмности до 50 т vy составляет 1,2 Mpjm.
этой зависимости (фиг. 20) показывают, что для четырёхосных платформ Fy,
принятая в размере 0,6 м2/т, недостаточна, так как она соответствует
группе грузов, имеющей небольшой удельный вес в грузообороте. По-
этому использование грузоподъёмности у платформ (а=72,5%) ниже, чем
по всем другим универсальным типам вагонов. У платформ, предназна-
ченных главным образом для перевозки лесоматериалов и контейнеров, Fy
целесообразно повысить с 0,6 до 1,0 м2/т. Это позволит увеличить
использование их грузоподъёмности на 21%.

Для цистерн зависимость между к и vy характеризуется данными,
приведёнными на фиг. 21. Очевидно, что установленный для керосино-
нефтяных и бензиновых цистерн vy = 1 м3!т недостаточен.

Соответствующее этим цистернам использование грузоподъёмности
86,2 и 74,4% нельзя считать нормальным; наибольшее повышение vy
необходимо для бензиновых цистерн. Поднятие у них vy с 1,0 до 1,3 л«3//п
позволит увеличить использование их грузоподъёмности на 19,4%.

Фиг. 20. Кривая зависимости
между X и Fy для платформ

Фиг 21. Кривые зависимости между
X и Vy для цистерн

Для керосино-нефтяных цистерн достаточно повысить удельные объ-
ёмы на 0,2 м3/т, чтобы увеличить использование их грузоподъёмности
на 12,7%, а для универсальных1, создание которых целесообразно для
улучшения эксплуатационной работы железных дорог (упрощение регу-
лировки и уменьшение порожнего пробега цистерн), повышение иу на
0,3 м3/т обеспечивает увеличение использования грузоподъёмности
на 16%.

Зависимость между X и vy для изотермических вагонов показана на
фиг. 19. У существующих четырёхосных изотермических вагонов с иу =
= 3,4 м3!т использование грузоподъёмности составляет всего 57,3%.
Столь низкое использование грузоподъёмности при относительно высоком
vy объясняется небольшими оуг перевозимых в них грузов, потерями
объёма на размещение холодильных приборов, а также на устройство для
подвески (балки с крючьями) и укладки грузов (напольные решётки).

Естественно, что увеличение использования грузоподъёмности изо-
термических вагонов в связи с их относительно большой стоимостью
является особенно желательным. Однако для этого требуется увеличить
объем вагона в значительных размерах, что по эффективности работы
пристенных охладительных приборов и габаритам подвижного состава
трудно осуществимо. Поэтому повышение vy у изотермических вагонов
практически возможно до 5,75 м3/т и связано с применением потолочных
приборов или других совершенных систем охлаждения. Эго позволит увели-
чить использование их грузоподъёмности примерно на 20,7 — 29,7%.

Из приведённых данных видно, что железнодорожный транспорт
располагает значительными резервами и возможностями для дальнейшего

1 Под универсатьными цистернами понимаются цистерны, предназначенные для
перевозки всех массовых наливных грузов, за исключением кислот, битума и тому
подобных грузов, требующих специального подвижного состава.
повышения использования грузоподъёмности вагонов не только за счёт
лучшей их загрузки и более рационального использования, но также
и за счёт возможности повышения vy и Fy новых вагонов.

Практически увеличение vy и Fу у вагонов возможно осуществить
лишь за счёт абсолютного (при сохранении существующих конструкций
и материалов) или относительного1 (применение новых более совершенных
конструкций и материалов) увеличения их тары.

Эффективность увеличения vy и Fy в связи с абсолютным или отно-
сительным утяжелением вагонов должна быть выяснена путём сравнения
погрузочных коэффициентов тары кп вагонов (см. ниже) и расходов, свя-
занных с линейной работой железных дорог, при перевозке грузов в ва-
гонах с разными vv и Fy с соответствующими им величинами тары. Ввиду
сложности и громоздкости расчётов по точному определению тары новых
вагонов при изменении их vy и Fy в сравнительных расчётах можно
исходить из предположения, что вес кузова (за вычетом веса автосцеп-
ного оборудования, тормозных устройств и других деталей, не влияю-
щих на его размеры и прочность) изменяется пропорционально его объёму,
а для платформ — пропорционально площади пола. При таком допущении
для большегрузных вагонов вес кузова на 1 м3 ёмкости с учётом воз-
можного его облегчения за счёт применения новых конструкций и мате-
риалов составит: по крытым вагонам 0,08 т, гондолам 0,12 т, хоп-
перам 0,1 т, цистернам 0,18 т, изотермическим вагонам 0,24 т, а по
платформам на 1 м2 площади пола 0,28 т.

Для сравнения вагонов с разными vy и Fy требуется также предва-
рительно установить их предельные значения. Теоретически вагоны могут
проектироваться с любыми vy и Fу, на практике же, учитывая габарит-
ные возможности, вагоны могут иметь

Угаб
иу ^' р

где Угаб — предельно допустимый объём вагона по габариту подвижного
состава.

Наибольшие объёмы кузовов вагонов могут быть получены при про-
ектировании их по габариту 2-В.

Технико-экономические расчёты позволили выявить следующие опти-
мальные значения vy и Fy (с учётом изменения тары вагона).

1.	Для 50—60-т крытых вагонов увеличение vy с 1,5—1,8 до 2,7 я3/ш
вызывает заметное снижение погрузочного коэффициента тары и линейных
расходов железных дорог (фиг. 22). Последующее же увеличение vy сверх
2,7 м3/т влечёт за собой повышение погрузочного коэффициента тары
и линейных расходов железных дорог. В тех случаях, когда при данной
грузоподъёмности нельзя реализовать оптимальный vy из-за габаритных
ограничений, его надо принимать исходя из предельных возможностей
габарита подвижного состава.

2.	Для 60-т универсальных гондол принятый vy 1,1 м3/т является
оптимальным, так как при этом значении vy погрузочный коэффициент
тары и линейные расходы железных дорог минимальны (фиг. 23). У гон-
дол vy= 1,1 м3/т может быть реализован при всех габаритах подвижного
состава и при повышении их грузоподъёмности даже до 120 т.

3.	Существующий для 50-т хопперов vy, равный 1,2 м3/т, завышен.
Оптимальным vy для хопперов является 1,1 м3/т, так как он соответ-
ствует наименьшим значениям погрузочного коэффициента тары и линей-
ных расходов железных дорог (фиг. 24).

1 При сохранении Р и Т вагонов и одновременном увеличении их vv или Fv

происходит относительное увеличение Т вследствие нереализованной возможности

снижения их Т при прежних vv и Fу.
Фиг. 22. Кривые зависимости между
Clt КТ , кп и Vy для крытых вагонов

с,(%)

Фиг. 24. Кривые зависимо-
сти между С\, кт , кп и Vy
для хопперов

Фиг. 23. Кривые зависимости между
Сь к Т , *п и vv для гондол

Фиг. 25. Кривые зависимо-
сти между Clt *т ,
для платформ
Повышение грузоподъёмности хопперов (сверх 50 т) так же, как
и гондол (сверх 60 т), может быть осуществлено без снижения рекомен-
дуемого Vy.

4.	У 60-/п платформ целесообразно увеличение Fy с 0,6 до 0,8 —
0,9 м*1т. Дальнейшее повышение Fy приводит к увеличению кп и С!
(фиг. 25). Однако реализовать Fy - 0,9 м?1т трудно в связи с тем, что
такие платформы уже при грузоподъёмности 60 т получаются очень
длинными и потому конструктивно оказываются трудно выполнимыми для

перевозки грузов с сосре-
доточенными нагрузками.

Практически такие
удлинённые платформы
могут найти применение

Фиг. 26. Кривые зависимости Фиг. 27. Кривые зависимости между кт , и tv
между С19 кТ , кп и Vy для	для изотермических вагонов

цистерн

только для перевозки лесоматериалов, контейнеров и других грузов с
равномерным распределением нагрузки по всей площади пола.

5.	У четырёхосных керосино-нефтяных и универсальных цистерн
(фиг. 26) повышение vy эффективно с 1 до 1,15— 1,2 и бензиновых
цистерн до 1,3— 1,4 м?1т.

6.	У четырёхосных изотермических вагонов увеличение vy выгодно
до 4,8 м3/т и выше (фиг. 27).

Приведённые результаты исследований по установлению оптимальных
значений vy и Fy показывают большие резервы и возможности дальней-
шего повышения использования грузоподъёмности вагонов. Эти резервы
составляют по крытым вагонам примерно 15—17%, платформам — 21%,
цистернам—13—21% и изотермическим вагонам — 20 — 30%.

Директивы XIX съезда КПСС по пятому пятилетнему плану развития
СССР на 1951—1955 гг. требуют значительного улучшения использования гру-
зоподъёмности вагонов. Поэтому указанные выше резервы необходимо
использовать.
4.	РАСЧЁТ КОЭФФИЦИЕНТОВ ТАРЫ И ВЫБОР ИХ ОПТИМАЛЬНО]
ЗНАЧЕНИЯ

Снижение тары вагонов является одной из основных транспортных пре
лем, так как от веса вагонов в значительной мере зависит общее сопроти
ление движению.

Известно, что все виды сопротивления, возникающие на прямых участка
пути, закруглениях, подъёмах, а также при ускорении и замедлении, пропо
циональны весу вагонов, за исключением сопротивления от воздушной сред]
зависящего от размеров и конфигурации вагона, а также скорости движени:
При данной силе тяги локомотивов с уменьшением тары вагонов стан<
вится возможным увеличить провозную способность железных дорог за сч<
увеличения скорости движения и уменьшения времени на ускорение и заме,
ление или за счёт увеличения веса нетто поездов. При постоянных размера
перевозок можно сократить количество локомотивов (вследствие облегчени
тары увеличивается грузоподъёмность вагонов в пределах существующи
нагрузок на ось). При данной грузоподъёмности снижаются нагрузки на oct
в связи с чем уменьшаются или исключаются дополнительные расходы на уси
ление верхнего строения пути, мостов и искусственных сооружений, увели
чивается срок службы тормозных колодок, колёс, рельсов и облегчается работ,
букс; значительно уменьшаются динамические усилия, вредно действующи
на вагон и путь, и затраты материалов, потребных для изготовления вагонов

Таким образом, при проектировании новых вагонов необходимо стремиться
к всемерному снижению их тары. Так как снижение тары связано с
применением новых материалов и конструкций, важно выявить влияние это
го фактора на провозную способность и линейные расходы железных дорог
Вагоны оценивают техническим, или конструктивным, коэффициенте^
тары, исчисляемым как отношение тары вагона к его грузоподъёмности

Кт = ^-.	(22)

Коэффициент тары, определяемый указанным способом, недостаточно
показателен для всесторонней оценки вагонов, так как им не учитыва-
ются фактическая грузоподъёмность при данном составе грузооборота
и неизбежные порожние пробеги вследствие неприспособленности вагонов
для перевозки всех грузов.

Для всесторонней оценки эффективности вагона целесообразно до-
полнительно пользоваться двумя другими коэффициентами тары — погру-
зочными, учитывающими использование грузоподъёмности вагона:

=	(23)

и эксплуатационным, учитывающим, кроме того, пробеги вагонов
в гружёном и порожнем состоянии:

где к — коэффициент использования грузоподъёмности вагонов данного
типа;

Р — порожний пробег1 вагона данного типа к его гружёному пробе-
гу в %;

1 Порожний пробег вагонов при прочих равных условиях тем меньше, чем боль-
ше универсальность гагонов. В данном случае имеется в виду порожний пробег, вы-
зываемый недостаточной универсальностью вагонов. Рациональное использование ваго-
нов предполат ает эксплуатацию их при полном отсутствии порожнего пробега или
при доведении его до минимума. Конструкторы должны способствовать решению этой
задачи повышением универсальности вагонов в процессе их проектирования.
Рд — средняя динамическая нагрузка гружёного вагона1 * в т.

Все три коэффициента тары могут быть равны между собой: кт=Кп =
= кэ, если в процессе эксплуатации полностью используется грузоподъём-
ность вагонов, а порожний пробег отсутствует. В противном случае
к9 > Кп >кт. Из вагонов с одинаковой грузоподъёмностью наиболее совер-
шенным является всегда тот, который имеет наименьший кт, равный или
немного меньший кп и к9. Эго значит, что вопросы снижения тары ваго-
нов должны решаться в комплексе с вопросами повышения их грузоподъём-
ности (увеличение vy) и приспособления для перевозки наибольшей
номенклатуры грузов.

В связи с этим важно отметить, что на размер кт влияет не только
v	F

величина Р, но и отношение = vy, а для платформ p- = Fy.

Тара вагона Т может быть расчленена на две части: Тр и Tv. Пер-
вая из них (Тр) определяется величиной Р, а вторая (Tv) — размерами
Р и vy или Fy.

Обозначив вес Tv на 1 л3 ёмкости кузова через Ту и на 1 м* пло-
щади пола через Ту, получим:

1Ст	Ту vy + Т„^-	(25)

И

КТ —-----р----— * у? у + 1 р р ’	(Л)

Повышение vy у крытых вагонов, гондол, цистерн и изотермических
и Fy у платформ вызывает не только увеличение Р к, но, как видно из
формул (25) и (26), и возрастание кт, а следовательно, кп и к9, что является
нежелательным. Поэтому повышение vy или Fy требует выяснения зави-
симостей между параметрами, приведёнными на графиках, изображённых
на фиг. 22 — 27.

Снижение тары вагонов может быть достигнуто широким приме-
нением в вагоностроении высокопрочных и лёгких материалов, а также
рациональных конструкций.

Вагоны с меньшей тарой обеспечивают выполнение той же пере-
возочной работы с меньшими затратами ткм брутто. Па один вагон при
его среднесуточном пробеге S км экономия за год в ткм брутто от сни-
жения тары составляет

△ 7^ = 3655(7! —Т2),	(27)

где Тг — тара вагона старой конструкции в /п;

Т2— то же новой конструкции в т.

Увеличение грузоподъёмности вагона при неизменной его таре обе-
спечивает выполнение большого количества тонно-километров брутто.
Экономия от этого на перевозочной работе, выполненной за год одним ва-
гоном повышенной грузоподъёмности в ткм брутто, определится в размере

APS^SesS.Ti	1) ,	(28)

v 1	/

где S2— среднесуточный пробег вагона в гружёном состоянии в км',
— фактическая грузоподъёмность вагона старой конструкции в т;

Р2У2— то же вагона новой конструкции в т.

1 Не следует смешивать с понятием динамической нагрузки, употребляемым в

расчётах конструкции вагонов. В данном случае речь идёт о Haipy ке, получаемой от
деления тонно-километров на вагонокилометры, т. е. важнейшем эксплуатационном

показателе использования вагонов.
При одновременном уменьшении тары и увеличении грузоподъём-
ности вагона сокращение тонно-километров брутто за год на перевозочной
работе одного вагона новой конструкции составляет

△ 77^ = 365

Тг \+Sn(T1-T2)

(29)

где, кроме ранее указанных обозначений, Sn — среднесуточный пробег вагона
в порожнем состоянии в км.

Снижение тары четырёхосных вагонов на 1 m приводит к уменьшению ли-
нейных расходов железных дорог Ci на 1,2—1,4%. Применительно к отдель-
ным типам четырёхосных вагонов это означает, что уменьшение их тары на 5%
обеспечивает снижение линейных расходов на 1,3—2 %.

При современных возможностях погрузочный коэффициент тары в зави-
симости от типа вагонов может быть уменьшен на 30—35%. При этом за счёт
повышения Рк и снижения Т наибольшие резервы имеются у крытых, цистерн
и изотермических вагонов.

Снижение линейных расходов за счёт уменьшения коэффициента тары от-
дельных типов вагонов может составить 9,0—14,0%, что в объёме всего вагон-
ного парка железных дорог СССР даёт огромный экономический эффект.

5.	РАСЧЁТ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТИ ВАГОНОВ

Величина грузоподъёмности вагонов должна соответствовать грузооборо-
ту, условиям выполнения перевозок (размерность отправок грузов и дальность
перевозок) и основным техническим устройствам железнодорожного транспорта
(путь, мосты, локомотивы и т. п.).

Размером грузооборота и дальностью перевозок обусловливается целе-
сообразность дальнейшего повышения грузоподъёмности и выбор типа подвиж-
ного состава.

Опыт развития отечественных железных дорог, особенно за годы советской
власти, показывает, что освоение растущего грузооборота сопровождалось
непрерывным ростом грузоподъёмности вагонов. При полном использовании
мощности пути (по нагрузке от оси) основным средством увеличения грузо-
подъёмности вагонов является наибольшее насыщение парка четырёхосными
и частично многоосными вагонами. Значение повышения грузоподъёмности
вагонов можно оценить на основе отечественного опыта строительства
четырёхосных грузовых вагонов. Четырёхосные вагоны большей грузоподъём-
ности по сравнению с малогрузными двухосными позволяют:

1)	уменьшить капиталовложения в вагонный парк на 19—20%, или на од-
ни и те же средства при одних и тех же затратах построить в 1,25 раза больше
вагонов (по суммарной грузоподъёмности);

2)	рационально оборудовать подвижной состав автосцепкой, автотормо-
зами, роликовыми подшипниками, использовать мощные локомотивы, умень-
шить удельное сопротивление движению и за счёт всего этого увеличить вес
поезда брутто минимум на 60—70%;

3)	увеличить погонные нагрузки и за счёт этого сократить длины составов
или при одних и тех же длинах составов увеличить их вес на 20 — 70% (в за-
висимости от типа вагонов);

4)	сократить затраты металла на единицу грузоподъёмности на 19—23%;

5)	снизить коэффициент тары вагонов на 15—25% и за счёт этого соответ-
ственно увеличить провозную способность дорог.

Кроме того, применение четырёхосных вагонов значительно снижает рас-
ходы на маневровую работу, разгрузочные операции, взвешивание вагонов
и документальное оформление перевозок, а также затраты по ремонту и содер-
жанию вагонов.

Уменьшение удельного сопротивления движению четырёхосных вагонов
позволяет при том же расходе топлива перевезти большее количество грузов».
т. е. при тех же затратах выполнить дополнительное количество ткм брутто,
которое за год на один вагон составляет 1

Д Р1бр = 365Sg (Т + Р X) (1 —	+	+	,	(30)

\ Wo +	+ Wr!

где Т — тара нового вагона в т\

Р'к— фактическая грузоподъёмность нового вагона в т\

Wy + Wr — удельное сопротивление от руководящего подъёма (включая
и от кривых) в кг/т\

ДОо — удельное основное сопротивление старых вагонов в кг/т\
w“o — то же нового вагона в кг!т\

S2 — среднесуточный пробег нового вагона в гружёном состоя-
нии в км.

Уменьшение удельного основного сопротивления четырёхосных вагонов
по сравнению с удельным основным сопротивлением двухосных вагонов осо-
бенно значительно при увеличении скоростей движения поездов (при скорости
10 км/час на 19%, а при скорости 70 км/час на 33%).

Как известно, вся энергия, вырабатываемая локомотивом, затрачивается
на преодоление сопротивления движению поезда и сил инерции (сообщение
поезду ускорения). Следовательно, для снижения расхода топлива локомоти-
вом уменьшение сил сопротивления имеет такое же значение, как и повышение
коэффициента полезного действия локомотива.

Кроме уменьшения расхода топлива на передвижение поезда, понижение
его сопротивления позволяет увеличить вес поезда и скорость движения при
том же локомотиве. Современные условия работы железнодорожного транс-
порта характеризуются стремлением к повышению скорости движения, что
может быть достигнуто или увеличением мощности локомотива или при той
же его мощности уменьшением сопротивления движению. Повышение мощ-
ности локомотива иногда ограничивается рядом трудно преодолимых факторов
(ограничение по габариту, по прочности рельсов, мостов и т. п.).

При таких условиях уменьшение сопротивления движению вагонов приоб-
ретает особенно важное значение.

Таким образом, увеличение грузоподъёмности вагонов является одним
из решающих условий успешного освоения растущего грузооборота.

Влияние фактора дальности перевозок на выбор грузоподъём-
ности легко установить на основе анализа оборота вагонов. В общем виде
формула оборота вагонов в часах при расчленении его на элементы, завися-
щие и не зависящие от расстояния перевозки, может быть представлена в
следующем виде:

6 = /i + ^P + f3Ln,	(31)

где tx — время, затрачиваемое на вагон на станциях погрузки и выгрузки
независимо от грузоподъёмности вагона, в час.;

t2 — время, затрачиваемое на погрузку и выгрузку одной тонны гру-
за, в час.;

Р — грузоподъёмность вагона в т\

t3 — время на передвижение вагона на 1 км от одного пункта погрузки
до следующего пункта погрузки (включая время нахождения на
всех станциях в пути следования, кроме станций погрузки и вы-
грузки) в час.;

Ln — дальность перевозки (предполагается, что она равна длине рей-
са) в км.

Из этой формулы видно, что чем больше дальность перевозки, тем
меньше удельное значение и t2 Р в обороте вагона. Вследствие этого

1 Экономия при порожнем пробеге вагонов незначительна и поэтому не учиты-
вается.
при данной Р суточная производительность одной оси вагона Р10 в ткм
зависит от дальности перевозок

24 PLn

Р1 —___________________

° (А + 12Р + 13Ья)п’

(32)

где п — количество осей вагона.

Таким образом, при неизменных прочих элементах производительность
вагона увеличивается с повышением грузоподъёмности. При этом повышение
грузоподъёмности тем больше сказывается на производительности оси вагона,
чем больше дальность перевозок. Несмотря на то, что дальность перевозок на
отечественных железных дорогах всё время будет уменьшаться, всё же она
значительна. В связи с этим вероятным направлением в развитии советско-
го вагонсстроения следует считать наряду со строительством некоторого
количества двухосных вагонов для отдельных нужд народного хозяйст-
ва использование в ближайшее время шести- и в дальнейшем восьмиосных
вагонов, обеспечивающих возможность значительного дальнейшего повыше-
ния грузоподъёмности вагонов.

Размерности отправок грузов различают двух видов: пова-
гонные и мелкие. В грузообороте советских железных дорог первые составляют
свыше 99%.

Крутой подъём производства товаров народного потребления вызовет
большой рост перевозок грузов мелкими отправками в крытых вагонах
и контейнерах.

В связи с этим при установлении грузоподъёмности крытых вагонов
должны учитываться условия, обеспечивающие наилучшее удовлетворение
перевозок не только повагонными, но и мелкими отправками. Что ка-
сается перевозок массовых грузов, то многолетняя практика эксплуатации
большегрузных вагонов показала, что величина отправок на сети не лимитирует
использования их грузоподъёмности. Объясняется это особенностями нашего
грузооборота, обусловленными социалистическим способом производства, при
котором перевозки абсолютного большинства грузов производятся укрупнён-
ными партиями. Анализ развёрнутых планов перевозок и их выполнения за
прошлые годы показал, что в общем грузообороте общий объём (в т) отправок
грузов весом менее чем 50 — 60 т незначителен. Кроме того, часть из них
(как и мелкие отправки) можно передать на контейнерные перевозки. Этими же
исследованиями установлено, что по размерности отправок основных массовых
грузов имеется возможность уже в настоящее время значительно повысить
грузоподъёмность полувагонов и платформ; некоторое повышение грузо-
подъёмности также может быть допущено для крытых, цистерн и изотерми-
ческих вагонов. В связи с дальнейшим быстрым развитием народного хозяйства
в перспективе условия для этого будут ещё более благоприятными.

Как уже указывалось, от состава грузооборота зависят удельный
объём vy и удельная площадь Fy вагонов.

Делением возможных по габариту объёмов вагонов Vgae на оптималь-
ные Vy можно определить грузоподъёмность вагонов в зависимости от
структуры грузооборота и габаритов подвижного со-
става. После этого можно установить грузоподъёмность в зависимости
от веса поезда или группы вагонов.

Наиболее целесообразным весом брутто группы вагонов в настоящее время
считается 250 т.

Для формирования поездов из групп вагонов весом брутто каждая 250 /и,
а в перспективе и 500 т грузоподъёмность Р новых вагонов должна обеспечи-
вать кратность между весом группы, равным 250 т, и весом брутто отдельных
вагонов. Соблюдение этого условия обеспечивается, если

о _	250

а(1 + кТ) ’

где а — количество вагонов в группе;

Кт— технический коэффициент тары.
Технические коэффициенты тары новых конструкций вагонов ориентиро-
вочно могут быть приняты следующими: для крытых 0,40—0,45; гондол 0,315—
0,350; платформ 0,35—0,45; цистерн 0,37—0,41 и изотермических 0,9—1,1.
Тогда при а = 1 получаются грузоподъёмности вагонов, не осуществимые
в настоящее время даже при восьмиосных вагонах. С другой стороны, при
а =4 и а =5 грузоподъёмность вагонов оказывается меньшей, чем у сущест-
вующих на наших железных дорогах вагонов. Поэтому вероятными значениями
являются а =3, а в дальнейшем и а = 2.

Определение грузоподъёмности вагонов в зависимости от допускае-
мых нагрузок от оси на рельсы должно производиться на
основе существующей и планируемой мощности пути. При этом в расчётах
целесообразно учитывать резервы прочности, обеспечивающие наименьшие
расходы на содержание пути при оптимальном сроке его службы.

Основным показателем, характеризующим верхнее строение пути, являет-
ся вес рельсов. Однако определять по нему рациональные осевые нагрузки ва-
гонов безотносительно к их динамическим свойствам не представляется воз-
можным. Динамические свойства вагонов могут быть установлены точно лишь
после того, как определены общие характеристики вагонов, конструкция их
ходовых частей и особенно рессорного подвешивания и проведены испытания
по воздействию на путь паразитных, или неправильных, движений вагонов.

Для вновь разрабатываемых вагонов определение осевых нагрузок целе-
сообразно производить на основе анализа сходных существующих конструкций.
С этой целью следует рассмотреть:

1)	вес рельсов, уложенных в путь, и существующие соотношения между
весом их в 1 пог. м и осевой нагрузкой (коэффициенты соответствия пути
вагонам);

2)	перспективный вес рельсов, подлежащих укладке на нашей сети;

3)	зависимость между весом рельсов и осевой нагрузкой у паровозов
и вагонов по данным теоретических исследований;

4)	осевые нагрузки у паровозов и вагонов и соответствующие между ними
зависимости (коэффициенты соответствия подвижного состава).

Правильный анализ всех этих данных позволяет с необходимой точностью
установить возможные осевые нагрузки для проектирования вагонов.

Когда нагрузки от оси на рельсы по состоянию пути установлены, грузо-
подъёмность вагонов определяется по формуле

>	_ пдв

тах 1 + кт ’

(34)

где qe— допускаемая по состоянию пути нагрузка от осина рельсы в т\
п — количество осей в вагоне.

Грузоподъёмность вагонов в зависимости от нагрузок на еди-
ницу длины пути определяется действующими мостовыми схемами
нагрузок. Согласно этим схемам нагрузка от веса брутто вагона на
1 пог. м пути не должна превышать 1 • К, где К — класс моста.

Из этого следует, что вес брутто вагона не должен быть больше
L/C, а грузоподъёмность вагона не свыше

Р max —

LK

1 + &т

(35)

где L — длина вагона по осям сцепления автосцепок в м\

кт — технический коэффициент тары.

Так как основные типы вагонов являются вездеходными, т. е. кур-
сируют по всем линиям железных дорог, грузоподъёмность вагона опре-
деляется по формуле

р _____

^тах“ 1 + кГ ’

где qn — допускаемая нагрузка на 1 пог. м пути в т.

4 Вагоны
Для размещения составов наибольшего веса и наиболее интенсивного
использования станционных путей вагоны должны иметь
наибольшую погонную нагрузку. При данных габаритных возможностях,
грузоподъёмности, величинах иу и Fy наибольшую погонную нагрузку имеют
вагоны, у которых отношение общей длины к внутренней длине кузова яв-
ляется минимальным.

Это достигается при строительстве вагонов с предельно целесообразной
длиной по габариту подвижного состава и условиям перевозки, погрузки и
выгрузки грузов.

При этих длинах и максимально допускаемом использовании габаритных
возможностей грузоподъёмности обычно соответствуют рассчитанным ранее
по структуре грузооборота и габаритам подвижного состава. Поэтому рас-
считывать отдельно грузоподъёмность в зависимости от длины станционных
путей нет необходимости.

Из анализа влияния перечисленных выше факторов на размер грузоподъём-
ности вагона следует, что по одним факторам грузоподъёмность целесо-
образно повысить и притом в разных размерах, а по другим ограничить опре-
делённой величиной. В связи с этим расчёты целесообразно производить в оп-
ределённой последовательности. Их следует начинать с оценки влияния ве-
личины отправок. Если по величине отправок вагоны могут строиться с боль-
шей грузоподъёмностью, чем существующая, надлежит выяснить, до каких
размеров целесообразно её повышение (в пределах, допускаемых по другим
лимитирующим факторам).

Разумеется, что в пределах габаритов подвижного состава увеличение
грузоподъёмности некоторых типов вагонов (крытые, изотермические) свя-
зано со снижением vy по сравнению с оптимальными их значениями. С другой
стороны, увеличение грузоподъёмности вагонов по условиям нагрузки от оси
на рельсы и погонный метр пути может вызвать необходимость перехода
к шести- и восьмиосным вагонам соответствующей длины. В связи с этим
окончательное уточнение грузоподъёмности вагонов производится на основе
технико-экономических расчётов, т. е. сравнения вагонов с разным Р и кп
по размерам линейных расходов железных дорог.

Для этого грузоподъёмность вагона, определённую выше исходя из
габарита подвижного состава и структуры грузооборота, принимают
в расчётах как исходную для сравнения, понижая и повышая её через
определённый интервал. В итоге получают ряд значений грузоподъёмности
с соответствующими значениями оу, а следовательно, и л.

Затем в пределах допускаемой нагрузки от оси на рельсы полученные
варианты соответственно относят к четырём-, шести- и восьмиосным
вагонам и ориентировочно устанавливают значения тары вагонов.

Зная Р9 X, Т и и, по указанной выше формуле (14) подсчитывают Сг
и сравнением выбирают оптимальную грузоподъёмность.

6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРОВ
ВАГОНОВ

Линейные размеры вагонов определяются после того, как установ-
лены их грузоподъёмности Р в т, удельные объёмы vy в м?]т и удель-
ные площади Fy в м2/т.

Для этого вначале определяют внутренний объём кузова V в л<3
(для цистерн—котла), а для платформы, кроме того, площадь пола F
в м2:

V= Pvy;	(37)
Зная V и F, внутреннюю длину кузова Le в м находят из выра-
жений:

V	F*

=	= 2В7 ’	(39)

где FK — площадь поперечного сечения кузова в Л£2;

2 В,—внутренняя ширина кузова в м.

Исходя из взаимозаменяемости съёмного оборудования для крытого
вагона 2Вв обычно принимается в размере 2 750мм. Расчёты показывают,
что при вписывании вагона в габарит 2-В дальнейшее уширение кузова
увеличивает его ёмкость на 3,0 — 3,5%.

Для изотермических вагонов, полувагонов и платформ величина 2Вл
принимается максимально возможной по габариту подвижного состава.
Для нахождения FK необходимо, кроме 2Вл , также установить внутрен-
нюю высоту кузова по стенке Нв, которая также определяется габаритом
подвижного состава. При этом для крытых и изотермических вагонов Нв
целесообразно принимать возможно большей.

Высота стенок у полувагонов согласовывается с высотой погрузочных
бункерных установок над уровнем рельсового пути и с условиями по-
дачи и закрепления полувагонов на вагоноопрокидывателях.

Высота бортов у платформ определяется удобствами закрытия и от-
крытия, а также из условий возможной перевозки некоторых грузов
с опущенными бортами (такие перевозки в отдельных случаях имеют
место). При этих перевозках борта не должны выходить за пределы габа-
рита подвижного состава.

Диаметр котла цистерн устанавливается также в пределах габарита
подвижного состава на основе Le , Р и vy.

После того как установлены внутренние размеры кузова, могут быть
определены наружные его размеры с учётом толщины стенок и высту-
пающих деталей:

L = L,+2a1\	(40)

2 В = 2Be + 2а2,	(41)

где аг и а2— соответственно толщина торцевой и продольной стенок
кузова вместе с выступающими частями, не предусмотрен-
ными льготными линиями габарита, в м.

Наружная длина кузова, как правило, совпадает с длиной вагона
по раме LpM. Исключение имеется лишь в некоторых вагонах специальной
конструкции и у цистерн.

Установив LpM вагона, можно определить длину его по осям сцепления
автосцепок Lc:

Lc = LpM + 2bt	(42)

где b — расстояние от буферного бруса до оси сцепления автосцепки
(обычно 6 = 610 мм).

Зная LpM и выбрав соответствующую длину консоли пк , легко опре-
делить базу вагона по формуле

2 /3 = LpM — 2 пк,	(43)

Определённые таким образом линейные размеры подлежат уточнению
исходя из вписывания в габарит и других требований, предъявляемых
к вагонам.

♦ Длина платформ и гондол уточняется в соответствии со стандартами на пило-
материалы, круглый лес, прокат, рельсы и трубы из расчёта укладки (по длине)
одного или нескольких пакетов этих грузов.
ГЛАВА IV

ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЁТА ВАГОНОВ
НА ПРОЧНОСТЬ

1.	НАГРУЗКИ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ВАГОН

Вагон, находящийся в покое, подвергается статическим на-
грузкам, основными из которых являются: тара, полезная нагрузка,
давление на стенки от сыпучих грузов и гидростатическое давление жидкости
(для цистерн). В процессе движения вагон подвергается, кроме того, дина-
мическим нагрузкам. К ним можно отнести: нагрузки, передаю-
щиеся тяговыми и ударными приборами, давление ветра, нагрузки, зависящие
от формы рельсового пути (подъём рельсовой нити, переходные кривые, стыки,
неровности головки рельсов и др.), нагрузки, зависящие от формы поверхно-
стей катания колёс (овальность, коничность, ползуны), а также нагрузки,
которые возникают в результате колебательного движения обрессоренных
частей вагона.

Нагрузки, передающиеся тяговыми и ударными приборами, возникают
в результате действия силы тяги локомотива, торможения и соударения ваго-
нов при маневровой работе.

Нагрузками, зависящими от формы рельсового пути, являются: цент-
робежная сила и горизонтальное направляющее усилие, возникающее при
движении вагона по кривой, а также вертикальные удары от стыков, кото-
рые вызывают колебательное движение обрессоренных частей вагона.

К нагрузкам, зависящим от формы поверхностей катания колёс, отно-
сятся: горизонтальное давление на гребень колеса при вилянии вагона и вер-
тикальные силы, возникающие от овальности и неровностей колеса; эти силы
также вызывают колебательное движение обрессоренных частей вагона.

При торможении вагона в результате нажатия тормозных колодок на ко-
лёса и действия силы трения между ними создаётся сопротивление вращению
колёс, чем возбуждаются внешние горизонтальные силы между колёсами и
рельсами. Сумма этих сил, называемая тормозной силой, производит замед-
ление (отрицательное ускорение) вагона. Вследствие замедленного движения
появляется сила инерции, равная тормозной силе. Максимальное значение
тормозной силы можно принять равным силе сцепления колёс с рельсами.
Момент пары сил (тормозной и силы инерции) увеличивает реакцию рельсов
на передние по ходу колёса и уменьшает на задние, создавая нагрузки, обус-
ловленные торможением.

При действии на вагон статических нагрузок (тара и полезная нагрузка)
вертикальные реакции рельсов в сумме равны этим нагрузкам, но реакции
под каждым колесом обычно не равны между собой даже в случае симметрич-
ного загружения вагона. Неравенство реакций объясняется неровностями
пути и отклонениями от нормальных размеров в элементах вагона, а также
неодинаковой жёсткостью отдельных комплектов рессорного подвешивания.
Разности между действительными реакциями рельсов и идеальными (когда
все реакции одинаковы) представляют собой систему вертикальных сил, на-
зываемую кососимметричной нагрузкой \ Вертикальная кососимметричная
нагрузка вызывает деформации скручивания частей вагона.

Котлы цистерн, баки для воды в пассажирских вагонах, резервуары тор-
мозного оборудования подвергаются действию внутреннего давления находя-
щихся в них жидкостей или воздуха.

В процессе загрузки и выгрузки в вагоне возникают усилия, обусловлен-
ные способами ведения этих работ и применяемыми механизмами. Так, на-
пример, при загрузке полувагонов рудой или углём с эстакад или грейферами
возможно появление значительных ударных усилий при падении больших
кусков, а при разгрузке этих вагонов на вагоноопрокидывателях происходит
перераспределение усилий между элементами вагона, и вместо ходовых ча-
стей и рамы кузова наиболее нагруженными оказываются элементы боковых
стенок.

Кроме перечисленных нагрузок, вагон и его части подвергаются дейст-
вию сил, связанных с технологией изготовления и ремонта. Уже отмечено,
что неточностями изготовления вызываются кососимметричные нагрузки.
После изготовления в конструкции могут оставаться усилия от натягов и тем-
пературных деформаций. После сборки некоторых элементов путем прессо-
вой посадки (например колёсных пар) между собранными элементами возни-
кают усилия, сохраняющиеся в течение всего времени их эксплуатации.

В процессе ремонта при подъёмочных работах также появляются косо-
симметричные нагрузки, если подъёмка производится неравномерно или ва-
гон поднимается одним домкратом, установленным под угол рамы или под
конец шкворневой балки (например при смене рессор или подшипников
в безотцепочном ремонте).

Описанные выше нагрузки действуют на вагон и его элементы в различ-
ных сочетаниях по величине и направлению и с различной частотой (повто-
ряемостью). Возможные сочетания этих нагрузок в зависимости от их величины
и повторяемости целесообразно разбить на следующие группы:

1)	постоянные, состоящие из тары вагона и усилий, вызванных техноло-
гическими причинами (прессовой или горячей посадкой, натяжениями при
сварке и сборке и т. п.);

2)	нормальные эксплуатационные, состоящие из постоянных нагрузок,
полезной нагрузки и часто повторяющихся комбинаций динамических на-
грузок;

3)	максимальные эксплуатационные, состоящие также из постоянных на-
грузок, наибольшей полезной нагрузки и наиболее невыгодных, редко встре-
чающихся комбинаций динамических нагрузок;

4)	нагрузки, возникающие в процессе обслуживания вагона, его за-
грузки, выгрузки, ремонта, зависящие от способа проведения этих работ.
Нагрузки этой группы, так же как и нагрузки второй и третьей групп, соче-
таются с постоянными нагрузками первой группы.

Величина тары вагонов различных конструкций, применяемых на оте-
чественных железных дорогах, приведена ниже в соответствующих главах,
а также в справочной литературе 1 2. Данные по оценке нагрузок, возникающих
от горячей и прессовой посадок при формировании колёсных пар, приводятся
в гл. V. Натяжения от сварки и сборки, от усадки в литье при остывании
и т. п. обычно не учитываются в расчётах вагонов на прочность, так как в про-
цессе проектирования и изготовления вагонов предусматриваются конструк-
тивные и технологические меры для максимального снижения этих натяжений.

Нормальные эксплуатационные нагрузки наиболее полно отражают дли-
тельные условия работы вагона.

К большому числу факторов, обусловливающих эти нагрузки, относятся
разнообразные состояния отдельных участков пути, по которым движется

1 Подробнее этот вопрос рассматривается в главе IX.

2 Технический справочник железнодорожника, т. 6, Трансжелдориздат, 1952,
стр. 567 и далее.
вагон (тем более в разное время года), различные скорости движения и харак-
тер их изменения, зависящие от плана и профиля пути, а также типа локомо-
тива; тип, конструкция и состояние самого вагона (особенно его ходовых ча-
стей, рессорного подвешивания и ударно-тяговых устройств), расположение ва-
гона в поезде, род перевозимого груза и ряд других. При этом род перево-
зимого груза (объёмный вес, конфигурация) влияет не только на характер
его распределения в вагоне и величину полезной нагрузки, но и на величины
динамических нагрузок, связанных с колебаниями на рессорах, так как эти
динамические нагрузки зависят от величины массы и моментов инерции
обрессоренных частей вагона.

Фиг. 28. Кривые распределения вертикальных динамических нагрузок на буксу
тележки вагона:

/—шестипружинное рессорное подвешивание; 2—комбинированное рессорное подвешивание
обычной конструкции; 3—комбинированное подвешивание уменьшенной жёсткости

На фиг. 28, а показаны кривые распределения (относительная частота
повторений) вертикальных динамических нагрузок на буксу тележки пол-
ностью загруженного полувагона с обрессоренным весом около 74 т.

На этой фигуре по оси абсцисс отложены значения вертикальных дина-
мических нагрузок в т, а по оси ординат их относительная частота в %.
Относительная частота в % определяется по формуле

^100%,	(44)

п

где — количество повторений за время опыта нагрузки данной вели-
чины;

л — сумма количеств повторений нагрузок всех величин, измеренных
за время опыта.
На фиг. 28, б показаны такие же кривые, но для неполностью загружен-
ного крытого вагона (обрессоренный вес около 24 т).

На фиг. 29 изображена кривая распределения (частота повторений) про-
дольных (тяговых) усилий на автосцепку, полученная Л. Н. Никольским.

Все приведённые кривые получены в результате испытаний, проводив-
шихся в обычных эксплуатационных условиях движения грузовых поездов,

на различных участках пути.

Из этих кривых видно, что вагон в процессе эксплуатации подвергается
действию комбинаций повторных нагрузок с переменной амплитудой.

В практике вагоностроения максимальные эксплуатационные нагрузки
принимают за основной вид расчётных нагрузок и ведут расчёт на прочность
от действия их наиболее невыгодного возможного сочетания. При этом вслед-
ствие того, что совместное действие максимальных нагрузок возможно чрез-
вычайно редко, обычно в расчётах вагонов эти нагрузки рассматриваются при-
ложенными статически х.

Для систематизации расчётных схем все при-
нимаемые в расчётах нагрузки сводятся в сле-
дующие условные группы:

1)	вертикальные;

2)	боковые (горизонтальные);

3)	продольные (горизонтальные);

4)	возникающие при торможении;

5)	вертикальные кососимметричные;

6)	возникающие при движении по кривой;

7)	от направляющих усилий рельсов и сил
трения между колёсами и рельсами;

8)	усилия распора сыпучих тел и внутрен-
нее давление жидкостей или газов в резервуарах;

9)	вызванные технологическими причинами;

Фиг. 29. Кривая распреде-
ления тяговых усилий на
автосцепку (заштрихован-
ная зона определяет рас-
сеяние опытных данных)

10)	возникающие в связи с принятыми способами ремонта.

Вертикальная нагрузка составляется из тары вагона, по-
лезной нагрузки и вертикальной динамической нагрузки. Расчётный вес
груза для грузовых вагонов обусловливается назначением вагона и обычно
указывается в техническом задании на проектирование. Для пассажирских
вагонов полезная нагрузка определяется расчётной населённостью и услов-
ным весом одного пассажира: в вагонах дальнего следования населённость
принимается по числу плацкартных мест для сидения, а вес пассажира с ба-
гажом 100 кг\ в вагонах пригородного и местного сообщения населённость
определяется по числу мест для сидения и из расчёта 7 человек стоящих пас-
сажиров на 1 м1 2 свободной площади пола (площадь пола, занятая ногами
сидящих пассажиров, шириной 200 мм у краёв диванов, не учитывается, а
вес одного пассажира принимается равным 70 кг).

Вертикальная динамическая нагрузка обычно определяется как произ-
ведение статической нагрузки на коэффициент динамической
добавки. ЦНИИ2 и НИБ 3 рекомендуют коэффициент динамической
добавки kd определять по формуле

kd = а + —f------

[ст

(45)

где v — скорость движения в км/час;

1 Влияние динамического действия и повторности нагрузок учитывается при вы-

боре допускаемых напряжений (см. табл. 2, 3, 4 и 5).

3 ЦНИИ — Всесоюзный научно-исследовательский институт железнодорожного
транспорта Министерства путей сообщения.

3 НИБ — Научно-исследовательское бюро Главного управления транспортного
машиностроения Министерства транспортного и тяжёлого машиностроения.
fem — статический прогиб рессорного подвешивания в см;

а — коэффициент, равный: 0,05 для кузова; 0,10 для обрессоренных
частей тележки; 0,15 для необрессоренных частей тележки.

Формула (45) применима в интервале скоростей 70<;d< 100 км/час
И При fem^ 1,5 СМ.

При статическом прогибе меньшем 1,5 см для определения коэффи-
циента динамической добавки принимается fCm= 1,5 см.

Боковая нагрузка составляется из центробежной силы и давле-
ния ветра. Центробежная сила приложена к центру тяжести вагона
и определяется по формуле

г^рбР(у\1 2

gR 13,б) ’

(46)

где Рвр — вес вагона брутто в кг;

g—ускорение силы тяжести в м/сек2;

R— радиус кривой в м;

и — скорость движения в км/час;

3,6 — коэффициент для соблюдения размерности

v [м/сек]

_ и [км/час] \

“	3^	)'

Для вычисления центробежной силы только кузова или тележки
в формулу (46) вместо Рср подставляют соответственные значения их
веса.

Для уменьшения влияния центробежной силы на части вагона при
постройке железнодорожного пути в кривых на перегонах делается воз-
вышение наружного рельса над внутренним, вследствие чего боковая на-
грузка от центробежной силы уменьшается на величину

, (47|

__	5

где Л — возвышение наружного рельса над внутренним;

s—расстояние между кругами катания колёс колёсной пары.

Вычитая выражение (47) из правой части формулы (46), получим
значение центробежной силы при учёте возвышения наружного рельса:

С Рбр ( gR 3,62

(48)

При v =100 км/час; 7? = 600 м; h = 100 мм и s = 1 580 мм; С =
= 0,068 Рбр.

При v = 25 км/час; Р = 160 м; й = 0 и s= 1 580 мм (движение по
стрелочной кривой) С = 0,03 Рбр.

Численные значения в примерах приняты в соответствии с Правилами
технической эксплуатации железных дорог СССР, а также утверждённой
МПС инструкцией по определению возвышения наружного рельса в кри-
вых участках пути, являющейся приложением к § 32 ПТЭ х.

Из этих примеров видно, что составляющая боковой нагрузки от центро-
бежной силы не превосходит 7% от статической нагрузки брутто. ЦНИИ и
НИБ рекомендуют принимать для расчёта вагонов центробежную силу,
равную 7,5% от веса вагона брутто:

С = 0,075 Рбр.

(49)

1 Возвышение наружного рельса Л=100 мм принято с уменьшением против

номинального размера (125 мм) в пределах разрешаемого допуска — 25%.
Действие ветровой нагрузки обычно учитывается совместно с центро-
бежной силой. Результирующая сила давления ветра, принимаемая в рас-
чётах, определяется по формуле

Н9 = wF,	(50)

где F — площадь проекции кузова1 на вертикальную плоскость, парал-
лельную продольной оси вагона, в м2*,

w — удельное давление ветра, перпендикулярное боковой стене, вкг/м2.
Равнодействующая этой силы приложена в центре тяжести указанной
площади проекции кузова.

Максимальное удельное давление ветра для гражданских сооружений
высотой до 20 м по всей территории Союза ССР, за исключением побережья
мерей, принимается равным 40 кг/м2\ по низовьям рек и побережьям морей —
70 кг/м2 и только на прибрежной полосе длиной 100 км (около Новороссий-
ска) — 100 кг/м2. Ветер, при котором развивается удельное давление
100 кг/м2, сваливает телеграфные столбы и вырывает деревья с корнями.
Учитывая, что ветер такой силы бывает редко и что расчётные комбинации
нагрузок на вагон составляются по самому невыгодному сочетанию всех
одновременно возможных сил, в расчётах целесообразно принимать среднюю
величину силы ветра.

ЦНИИ и НИБ рекомендуют принимать при расчётах w =50 кг/м2.

Продольные нагрузки являются одними из наименее изучен-
ных вследствие больших теоретических и экспериментальных трудностей,
возникающих при их исследовании 2. Эти нагрузки, учитывающиеся в рас-
чётах вагонов, состоят из усилий сжатия и тяги, называемых обычно ударно-
тяговыми усилиями. Сжимающая сила, приложенная по оси автосцепок,
принимается равной 100 /и, а приложенная к буферу 30 /и.

Усилие тяги для вагонов с автосцепкой принимается равным 80 т.

Усилия сжатия и тяги считаются приложенными статически.

В цистернах учитывается гидравлический удар жидкости. Этот вопрос
рассматривается в главе XIV.

Силы, возникающие при торможении. Тормозная сила
обычно определяется исходя из коэффициента сцепления’между колесом и рель-
сом, равного 0,2. При таком коэффициенте сцепления величина тормозной силы
равняется 20% от веса вагона брутто. Этой же величине равна сила инерции
при торможении

Рт = 0,2Рбр,	(51)

что соответствует замедлению, равному 0,2 g, где g — ускорение силы тяжести
в м/сек2.

Усилия в элементах рычажной передачи для тормозов обычной конструк-
ции определяются исходя из суммы нажатия всех колодок, равной 140% от
тары для грузовых и 80% для пассажирских вагонов.

Методы определения и учёта остальных нагрузок изложены при расчё-
тах отдельных частей вагонов в последующих главах.

2. ПРИМЕНЯЕМЫЕ МАТЕРИАЛЫ И ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ

Для изготовления вагонов употребляются главным образом следующие
металлы: сталь углеродистая горячекатанная обыкновенного качества
(ГОСТ 380-50); сталь качественная конструкционная углеродистая горя-
чекатанная сортовая (ГОСТ 1050-52); сталь качественная рессорно-
пружинная (ГОСТ 2052-53); фасонное литьё из углеродистой стали

1 При проектировании платформ, полувагонов и транспортёров вместо площади
проекции кузова принимается площадь проекции груза, погруженного с полным ис-
пользованием габарита подвижного состава.

2 Подробнее этот вопрос рассматривается в главе XII.
Допускаемые напряжения в кг)см2 для металлических деталей

Таблица 2

Наименование элементов вагона	Вид деформации	Сталь по ГОСТ 380-50 и 1050-52		Рессорная сталь (термообработанна я)		Стальные отливки				[ГОСТ 88-41, группа 1	Металл сварного шва, выполненного	
						ГОСТ 977-41						
											электро- дом Э-42 и автомати- ческой сваркой	электро- дом Э-34 и точечной сваркой
		Ст. 3 и 15	Ст. 5 и 20	55	55С2	15-4020	1 5-4024	35-5015	35-5019			
Детали кузова и рамы, за исклю- чением шкворне- вых и хребтовых балок	Изгиб, растяже- ние и сжатие . .	1 650	1 900	—	—	1 300	1 350	1 500	1 550	1600	1 650	1 000
Детали тележек, за исключением колёсных пар, а также шкворне- вые и хребтовые балки рамы	Изгиб, растяже- ние и сжатие . .  Срез и круче- ние 	  Смятие ....	1 550  1 400	1 800  1 800	9 500	10 000  7 500	1200  1 200	1 250  1 250	1 400  1 400	1 450  1450	1 500  1 500	1 550	—
Детали тормоза	Изгиб, растяже- ние и сжатие . .  Смятие ....	1 300  1 100	1 500  1 300	—	—	1 000  950	1 100  1 000	1 300  1 200	1 350  1 250	1 400  1 300	1 300	—

Примечания. 1. Во всех металлических деталях вагона, за исключением рессор, допускаемые напряжения на срез принима-
ются равными 0,6 от допускаемых напряжений при растяжении.

2. Допускаемые напряжения для заклёпок и болтов — см. Технический справочник железнодорожника, т. 6, Трансжелдориздат,
1952, стр. 732.

ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЁТА ВАГОНОВ НА ПРОЧНОСТЬ
(ГОСТ 977-41); стальные отливки для ответственных частей вагона — дета-
лей автосцепного устройства (ГОСТ 88-41), тележек вагонов; отливки из се-
рого чугуна (ГОСТ 1412-48); алюминиевые сплавы; легированные стали;
электроды марок Э-34 и Э-42 и др. Механические свойства этих металлов
указаны в справочной литературе Ч

Для постройки вагонов обычно применяется углеродистая сталь, изго-
товляемая мартеновским способом или в электропечах.

В стали, предназначаемой для деталей, соединяемых между собой элек-
тросваркой, с целью получения сварных соединений необходимого качества
ограничивают содержание углерода и других элементов. В этом случае в про-
катной стали содержание углерода допускается не более 0,23%, серы не
более 0,055% и фосфора не более 0,05%, а в стальных отливках содержание
углерода не более 0,27%; содержание никеля, хрома и меди ограничивается
до 0,3% (каждого элемента) как для прокатной стали, так и для отливок.

Углеродистая сталь бессемеровского способа производства, обладающая
пониженными механическими свойствами в сварных соединениях, особенно
при низких температурах и ударных нагрузках, применяется только для де-
талей, не подвергающихся ударным нагрузкам и соединяемых с другими
деталями без применения электросварки.

В основных несущих узлах вагонов (рамы тележек, рамы и каркасы
кузовов, котлы цистерн) обычно применяется сталь марки Ст. 3 (ГОСТ 380-50)
или стали марок 15 и 20 (ГОСТ 1050-52).

Свойства и химический состав сталей, применяемых для элементов колёс-
ных пар, пружин, рессор и некоторых других деталей, приведены ниже в соот-
ветствующих главах.

Для деталей вагонов, выполненных из перечисленных выше сталей, а
также для металла сварных швов рекомендуются допускаемые напряжения,
приведённые в табл. 2.

При изготовлении вагонов широко применяются различные породы дре-
весины.

Для деревянных деталей, выполненных из сосны или ели, древесина ко-
торых имеет пределы прочности не меньшие приведённых в табл. 3* *, рекомен-
дуются допускаемые напряжения, указанные в табл. 4.

ТаблицаЗ	таблица 4  Пределы прочности сосны	Допускаемые напряжения для сосны и ели в кг]см*						
Вид деформации	Предел прочности в кг! см*	Вид деформации	Растяже- ние	Изгиб	Сжатие и смятие	Смятие местное	
Сжатие вдоль во- локон 	  Изгиб 	  Скалывание вдоль волокон ....						
	350	D  $00	Вдоль волокон .  $0	Поперёк волокон	60	85	85  12	20	4  40

Для деталей, изготовленных из других пород древесины (по ГОСТ
3191-46), допускаемые напряжения определяются умножением величин,
приведённых в табл. 4, на поправочные коэффициенты, указанные в табл. 5.

При применении допускаемых напряжений, указанных в табл. 2, 4 и 5,
расчётные напряжения должны быть получены с учётом вышеприведённых
расчётных нагрузок и методов расчёта, изложенных в последующих главах.

При определении деформаций элементов принимаются постоянные
величины согласно данным табл. 6.

1 Технический справочник железнодорожника, т. 6, Трансжелдориздат, 1952,
стр. 731.

* Для определения пределов прочности древесины применяются малые образцы
по ОСТ НКЛ-250 при влажности 15°/0.
Таблица 5

Поправочные коэффициенты для допускаемы^ напряжений различных пород
древесины

Порода древесины	Вид деформации		
	растяжение, изгиб, сжатие вдоль волокон	сжатие и смятие поперёк волокон	скалывание
Дуб, ясень европейский, граб, клён,			
акация белая . . . . » 		1,3	2,0	1,6
Лиственница				1,2	1,2	1,0
Берёза, бук, ясень дальневосточный . Сосна Якутии, пихта кавказская, кедр	1,1	1.6	1,3
	0,9	0,9	0,8
Сосна и ель Кольского полуострова,			
пихта уральская, сибирская и даль-	0,8	0,8	0,7
невосточная 				
			Таблица 6
Значение постоянных величин			
Материал	Модуль упруго-	Модуль упруго-	Коэффициент
	сти первого рода Е в кг]см*	сти второго рода G в кг]см*	Пуассона р.
Сталь всех марок 		2,1-10’	0,8-10®	0,3
Дюралюминий 		0,72-10®	0,3-10®	0,3
Дерево (вдоль волокон) 		0,1-10®	—	—

На фиг. 30 показаны кривые изменения динамических напряжений (де-
формаций) в хребтовой балке полувагона, полученные экспериментально при
движении в поезде. Из этой фигуры видно, что амплитуды динамических на-
пряжений переменны.

Фиг. 30. Кривые изменения динамических напряжений (деформаций)

Ограничиваясь учётом только наибольших амплитуд, изменение напря-
жений в детали вагона можно изобразить следующей приближённой схемой
(фиг. 31). На этой схеме: ас— средние (статические) напряжения, аа—ампли-
туда переменных (динамических) напряжений. Отсюда наибольшие напря-
жения равны

°тах —
а наименьшие

cmin —

(53)

Отношение наименьших напряжений к наибольшим

qmin

^max

(54)

обычно называют коэффициентом амплитуды, или коэффициентом несиммет-
рии цикла.

Если атаХ и omin имеют одинаковые знаки, то г>0 (фиг. 31, а); при
<Jmin = 0 и, следовательно, ое =	=	, коэффициент амплитуды г = 0

(фиг. 31,6); при отах и <Tmin, имеющих разные знаки, коэффициент ампли-

б) й

Фиг. 31. Схемы изменения напряжений в элементах вагона:

а) г > 0; б) г = 0; в) г < 0; г) г = — 1

туды г<0 (фиг. 31,в); в частности, при omax = — smin = са и °<? = 0
коэффициент амплитуды г = — 1 (фиг. 31, г). Переменные напряжения, из-
меняющиеся по схемам фиг. 31, а и б, обычно называют однозначными,
а по схемам фиг. 31, в и г — знакопеременными к

Допускаемые напряжения и методы расчёта сварных соединений, в том
числе подверженных действию знакопеременных нагрузок (при которых
допускаемые напряжения понижаются в зависимости от коэффициента
амплитуды), указаны в справочной литературе1 2.

Если деталь вагона в целом или её наиболее напряжённый элемент
испытывают одноосное растяжение или сжатие, то условие прочности
в этом случае имеет следующий вид:

°тах

(55)

где атах — наибольшие расчётные напряжения растяжения или сжатия;
R— допускаемые напряжения при растяжении или сжатии (прини-
маются по табл. 2).

1 Описанные схемы переменных нормальных напряжений целиком применимы
к касательным напряжениям (для этого достаточно заменить а иа т).

2 Технический справочник железнодорожника, т. 6, Трансжелдориздат, 1952,
стр. 727-733.
При сложном напряжённом состоянии условие прочности записывается
в виде

<тэ < 7?,	(56)

где с»— эквивалентные напряжения;

7? имеет прежнее значение.

Эквивалентные напряжения определяются по формулам:

а)	для пластичных материалов при одноосном растяжении или сжатии
<зх и сдвиге т (фиг. 32, а):

®э=]/Г^х+Зт2;	(57)

при двухосном растяжении или сжатии ах, ау и сдвиге т (фиг. 32, б):

= |/ Сх + а'у~вхау + Зт2 ;	(58)

б)	для хрупких материалов при одноосном растяжении или сжатии
сх и сдвиге т (фиг. 32, а):

1 —а . 1 + «л /—2, , „

= —2~ стж+ —2~ V	+ 4т2!	(59)

при двухосном растяжении или сжатии вх, sy и сдвиге т (фиг. 32, б):

(ах + «,) + /К — о>)а + 4т2;	(60)

где а =

°ь

и а'ь — пределы прочности материала детали, соответственно при растя-
жении и сжатии.

Для древесины, за исключением фанеры, эквивалентные напряжения не
определяются, а с допускаемыми напряжениями сравниваются раздельно нор-
мальные и касательные напряжения, действующие вдоль или поперёк
волокон.

Кроме оценки прочности, производится проверка элементов вагона
на устойчивость.

Расчёты на прочность деталей и узлов вагонов с учётом наиболее невыгод-
ных комбинаций вышеприведённых расчётных нагрузок и допускаемых на-
пряжений, обоснованных рядом теоретических и экспериментальных иссле-
дований, а также опытом эксплуатации, в большинстве случаев обеспечивают
выбор размеров деталей, необходимых для надёжной работы вагона. Вместе
с тем наблюдаются отдельные случаи нарушения прочности некоторых эле-
ментов вагонов и в том числе вызванные действием повторных нагрузок.

Поэтому наряду с расчётами, учитывающими невыгодные комбинации
максимальных нагрузок, целесообразно производить про-
верку прочности с учётом повторного действия
нагрузок (на усталость).

В качестве расчётных в этом случае следует учитывать те из наибольших
нагрузок, число повторений которых не менее числа циклов, необходимых
для достижения предела усталости.

Основанием выбора этих нагрузок служат накопленные экс пер имен та ль*
ные данные по динамике вагонов и прочности конструкций при действии по-
вторных напряжений.

Выше, при рассмотрении кривых распределения динамических эксплуа-
тационных нагрузок (фиг. 28 и 29), а также графиков напряжений (фиг. 30)
отмечалось, что в деталях вагонов действуют динамические напряжения с пе-
ременной амплитудой. Отметим также, что средние напряжения в одном и том
же интервале времени от загрузки до выгрузки вагона остаются постоянными,
но могут быть различными в течение каждого из других аналогичных интер-
валов времени: вследствие различия в величине полезной нагрузки; в пери-
оды порожних пробегов значения средних напряжений обусловливаются в
основном тарой вагона.

По приближённым данным, количество вертикальных колебаний четырёх-
осного грузового вагона с типовым комбинированным рессорным подве-
шиванием в течение срока его службы (30—35 лет) в гружёном состоянии (за
вычетом времени порожнего пробега) составляет 500—700 млн., а количество
продольных колебаний (количество приложений ударно-тяговых нагрузок) —
1,5—2 млн. При этом количество вертикальных колебаний, сопровождающихся
динамическими нагрузками, определяемыми формулой (45), составляет при-
мерно 7—10 млн., а количество продольных нагрузок величиной 80—100 т
составляет примерно 0,4—0,5 млн. В остальных случаях продольные усилия
имеют меньшие значения, в среднем около 50 т.

а—одноосное растяжение и сдвиг; б—двухосное
растяжение и сдвиг

Пробег на кривых участках пути составляет примерно 30% от общего;
при этом, как показывают опыты, вертикальные динамические нагрузки на
кривых участках пути обычно несколько меньше, чем на прямых. Поэтому
учёт одновременного действия боковых [в размере, определяемом форму-
лой (49)] и вертикальных нагрузок приводит к некоторому завышению дейст-
вительного запаса прочности.

Ветровая нагрузка, определяемая давлением 50 кг/м2, встречается редко
и может не учитываться в расчётах на усталость.

Повторяемость и величина вертикальных динамических нагрузок и
ударно-тяговых усилий зависят от конструкции рессорного подвешивания
(см. фиг. 28) и поглощающих аппаратов автосцепки. С уменьшением жёсткости
рессорного подвешивания общее количество колебаний за одинаковый срок
службы и в одинаковых условиях эксплуатации уменьшается (прибли-
зительно пропорционально квадратному корню из отношения меньшей жёст-
кости к большей). Согласно опытным поездкам (пробег около 3 000 км) в пас-
сажирских вагонах, оборудованных эластичными поглощающими аппаратами
(ЦНИИ-Н6), продольные нагрузки не превосходят 20 т.

Известно, что при действии на деталь повторных нагрузок число их по-
вторений (циклов), которое может выдержать деталь до разрушения, тем
меньше, чем больше вызываемые этой нагрузкой напряжения. Наибольшее
напряжение, которое может выдержать деталь без разрушения при неограничен-
ном числе циклов, называют пределом усталости. Наибольшее напряжение,
которое может выдержать деталь без разрушения при ограниченном числе
циклов, часто называют ограниченным пределом усталости. Характер зави-
симости между наибольшими напряжениями и числом их повторений (цик-
лов), необходимых для разрушения детали, изображён на кривой 1 (фиг. 33).
Такого вида зависимость между этими величинами обычно получают при
испытаниях деталей или лабораторных образцов металла повторными нагруз-
ками, вызывающими переменные напряжения с постоянными значениями их
максимальных величин и коэффициента амплитуды.
Опыт показывает, что предварительное загружение (перегрузка) детали
или образца ограниченным числом циклов напряжений, больших предела
усталости, но меньших ограниченного предела усталости, соответствующего
числу циклов предварительного загружения, не всегда снижает их предел
усталости. Кривая 2 (фиг. 33), называемая линией повреждаемости, представ-
ляет характер предельной зависимости между значениями напряжений и
числом циклов предварительных перегрузок, действие которых не вызывает
снижения предела усталости. Напряжения и числа циклов, соответствующие
области между кривыми 1 и 2, снижают предел усталости, а соответствую-
щие области расположенной ниже кривой 2 или не изменяют его значения,
или при определённых условиях несколько повышают его.

1—коленчатый вал автодвигателя, диаметр шейки 80 мм, переменное кручение; 2—коленчатый вал
дизеля, диаметр шейки 245 мм, переменное кручение; 3—вагонная ось с напрессованным колесом,
диаметр подступичной части 192 мм, изгиб при вращении; 4—прямой вал с напрессованной ступицей,
диаметр 40 мм, изгиб при вращении; 5—прямой вал со ступицей на шпоночном соединении, диа-
метр 30 мм, изгиб при вращении; б—зубчатое колесо, диаметр 75 мм; 7—болт с резьбой \ Чл"‘, растя-
жение-сжатие; 8—болтовое соединение двух двутавровых балок № 20(12 болтами диаметром 25,4 мм),
переменный изгиб в одной плоскости; 9—сварное соединение двух двутавровых балок № 20, пере-
менный изгиб в одной плоскости; 10-заклёпочное соединение пластин, переменное растяжение;
//—сварное соединение пластин, площадь сечения 2 660 мм*, переменное растяжение

Предел усталости материала детали, определённый при испытаниях лабо-
раторного образца, отличается от предела усталости изготовленной из этого
материала детали конструкции в действительных условиях её эксплуатации.

Предел усталости детали конструкции зависит от свойств применённого
для её изготовления материала, а также от ряда конструктивных, технологи-
ческих и эксплуатационных причин:

1)	характера изменения напряжённого состояния, что связано с измене-
нием внешних сил во времени;

2)	типа напряжённого состояния детали — общего (растяжение, сжатие,
изгиб, кручение и их комбинации) и местного (одноосное, плоское, объёмное),
зависящего в основном от формы детали (концентрация напряжений при на-
личии резкого изменения формы) и от вида приложения внешних сил (сосре-
доточенное или распределённое);

3)	абсолютных геометрических размеров детали (влияние масштаба);

4)	состояния поверхности детали в результате обработки и износов;

5)	технологии изготовления, сборки и присоединения к другим элемен-
там конструкции;

6)	внешних условий эксплуатации (температура, наличие или отсут-
ствие корродирующей среды и т. д.) и от ряда других причин.

На фиг. 34 показаны соотношения между пределами прочности и уста-
лости материала, установленными на стандартных лабораторных образцах,
и пределами усталости некоторых деталей машин \

1	Г. В. Ужик. Методы испытания металлов и деталей машин на выносливость.
Издательство Академии наук СССР, 1948.
При отсутствии непосредственных экспериментальных данных о преде-
лах усталости рассчитываемой детали, полученных в условиях, близких к её
действительной работе, используют данные о других сходных конструкциях,
внося необходимые поправки х.

При этом следует иметь в виду, что пределы усталости для малых лабора-
торных образцов обычно получаются более высокими, чем для деталей подоб-
ной формы, но больших размеров.

Свойства линии повреждаемости изучены ещё мало. В настоящее время
опытные данные для деталей цилиндрической формы при симметричном загру-
жении (г = —1) показывают: 1) с увеличением абсолютных размеров гладких
образцов линия повреждаемости приближается к прямой, являющейся продол-
жением горизонтальной ветви кривой усталости, что показывает на плохую со-
противляемость таких образцов перегрузкам; 2) для образцов с надрезом ли-
ния повреждаемости поднимается. На основании последнего можно предпо-
лагать, что крупные детали с резкими концентраторами напряжений (свар-
ные швы, подрезы) способны сопротивляться перегрузкам в большей мере,
чем гладкие (при этом не следует упускать из внимания, что предел усталости
гладких деталей обычно выше, чем таких же деталей при наличии концентра-
торов напряжений). Отмеченное второе свойство кривой повреждаемости яв-
ляется благоприятным для вагонных конструкций, подвергающихся пере-
грузкам.

После выбора расчётных нагрузок, определения от них напряжений и
коэффициента амплитуды подбираются по экспериментальным данным пре-
делы усталости для рассчитываемых деталей 1 2.

Определение запасов прочности в этих деталях производится обычными
методами, излагаемыми в курсах сопротивления материалов и справочной
литературе 3.

Пример расчёта на усталость оси колёсной пары приведён в V главе.

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КООРДИНАТ ЦЕНТРА ТЯЖЕСТИ ВАГОНА

При расчётах вагона учитывают, что равнодействующая полезной нагруз-
ки и тары вагона приложена в его центре тяжести. Центробежная сила
и сила инерции также приложены в центре тяжести вагона. Для опре-
деления усилий, обусловленных указанными нагрузками и передающихся на
отдельные части вагона (рама, тележки, колёсные пары и др.), необходимо
знать положение центра тяжести вагона.

Определение координат центра тяжести вагона также необходимо при
оценке устойчивости и плавности хода вагона.

У грузовых вагонов, имеющих симметричные конструкцию и расположе-
ние груза, смещение центра тяжести от вертикальной оси симметрии обычно
не бывает большим. Поэтому для таких вагонов достаточно определить орди-
нату центра тяжести.

Пассажирские вагоны вследствие размещения котла отопления на одном
конце вагона, несимметричного расположения коридоров, пассажирского
отделения и отделения проводников, а также баков для воды, генератора,
аккумуляторных батарей, устройств вентиляции и т. п. часто имеют сущест-

1 Данные о пределах усталости деталей и соединений и влиянии на них различ-
ных причин имеются в книгах: Энциклопедический справочник «Машиностроение»,
Машгиз, 1947, т. I, кн. 2, т. 2 и др.; Г. А. Николаев и А. С. Гельман.
Сварные конструкции и соединения, Машгиз, 1947; Вопросы сварного вагоностроения.
Издательство Академии Наук УССР, Киев, 1941; И. В. Кудрявцев. Внутренние
напряжения как резерв прочности в машиностроении, Машгиз, 1950; Д. Н.~ К им-
мельман. Расчёты деталей машин при переменных напряжениях, Машгиз, 1950.

2 См. предыдущую сноску.

3 М. М. Ф и л о н е н к о-Б о р о д и ч и др. Курс сопротивления материалов,
часть II. Гостехиздат, 1949; А. А. Попов, Сопротивление материалов, Машгиз,
1953.
венное смещение центра тяжести от вертикальной оси симметрии. У вагонов-
ресторанов, почтовых, багажных и вагонов специального назначения (служеб-
ных с салонами, лабораторий и др.) смещение центра тяжести в плане может
быть весьма значительным.

Для определения координат центра тяжести вагона необходимо предвари-
тельно установить веса и координаты центров тяжести отдельных частей ва-
гона.

На фиг. 35 показан схематически вагон, для которого необходимо опре-
делить ординату центра тяжести (от уровня головок рельсов). Ординаты от-

Фиг. 35. Расчётная схема для определения ординаты центра тяжести вагона

дельных частей вагона и груза приведены в табл. 7. Таблицами подобного
вида обычно пользуются для удобства вычислений.

Таблица 7
Вычисление ординаты центра тяжести

№ по пор.	Наименование частей	Число на один вагон	Вес частей на вагой в кг	Координата центра тяже- сти в см	Статиче- ский момент веса частей в кг см
1	Тележки		2	Р1	Лг	Pl'll
2	Тормоза 		Т	Р2	Л,	pjl..
3	Рама вагона 		1	Рз		Рз^з
4	Автосцепное устройство и бу- фера (на одном конце ва- гона) 		2	Р4		Рз^з
5	Торцевые стенки 		2	Ръ		Pth3
6	Боковые стенки 		2	Рз		Рз,гз
7	Крыша 		1	?7	Л7	Pill?
	Тара вагона 		—	Ър,=т 1	1	—	^Pihi
	Груз		—	р \	^0	
	Итого 		—	т+Р	—	SPihi + P/'з

Ордината центра тяжести гружёного вагона определяется делением ста-
тического момента веса на вес вагона брутто

(б1)

Иногда требуется определить координаты центра тяжести порожнего ва-
гона или координаты центров тяжести только кузова или ходовых частей.
Для этих целей также пользуются данными табл. 7 и формулой (61), учитывая
веса и статические моменты только соответствующих частей вагона.
Способ определения остальных координат центра тяжести вагона (харак-
теризующих его положение в плане) подобен рассмотренному способу нахож-
дения ординаты центра тяжести.

Для повышения устойчивости и плавности хода вагона, а также для
уменьшения усилий, передающихся на отдельные части вагона, необходимо
стремиться понизить положение центра тяжести и уменьшить его смещение от
вертикальной оси симметрии. Эта задача решается рациональным проектиро-
ванием вагона (правильное размещение устройств отопления, вентиляции,
водоснабжения, электрооборудования, расположение тяжёлых деталей и
узлов в нижней части вагона и т. д.).

В табл. 8 приводятся ординаты центра тяжести некоторых основных кон-
струкций вагонов грузового парка.

Таблица 8

Расстояния центра тяжести вагона от уровня головок рельсов

№ по пор.	Конструкция вагона	Расстояния центра тяжести вагона от уровня головок рельсов в мм		Условия загружения кузова
		порожнего	гружёного	
1	Четырёхосный крытый ва- гон сварной конструкции гру- зоподъёмностью 50 т	1 373	2 ПО	Груз 50 /и, заполняет весь объём кузова
2	Четырёхосная гондола с деревянной обшивкой грузо- подъёмностью 60 т	1 130	2 000	Груз 60 т, заполняет весь объём кузова
3	Четырёхосный хоппер гру- зоподъёмностью 50 т	1 099	2 090	Груз 50 т—уголь
4	Четырёхосная платформа грузоподъёмностью 60 т	800	2 090	Груз 60 т\ погрузка до высоты 3,5 м от го- ловок рельсов
5	Четырёхосная	цистерна  ёмкостью 50 Л13	1 290	2 170	Груз 48 т—мазут

Для предварительных расчётов вагонов обычного типа центр тяжести за-
груженного кузова можно принимать на расстоянии 1 800 мм от уровня осей
колёсных пар для грузовых вагонов и 1 600 мм — для пассажирских вагонов;
центр тяжести тележек — на уровне осей колёсных пар.
ГЛАВА V

КОЛЁСНЫЕ ПАРЫ

1.	НАЗНАЧЕНИЕ, УСТРОЙСТВО, КЛАССИФИКАЦИЯ
И ГЛАВНЫЕ РАЗМЕРЫ

Колёсные пары являются одним из основных элементов ходовых частей;
они воспринимают нагрузку от вагона и служат для направления движения
его по рельсовому пути. В связи с этим к изготовлению колёсных пар и их со-
держанию Правилами технической эксплуатации железных дорог Союза ССР
предъявляются особые требования.

Колёсная пара (фиг. 36) состоит из двух колёс, насаженных на ось /;
на наружные концы оси (шейки) опирается рама вагона или тележки посред-
ством рессор и букс.

Фиг. 36. Колёсная пара

Колёсные пары характеризуются типом оси и диаметром по кругу ката-
ния колёс и устанавливаются в вагонах в зависимости от их назначения и гру-
зоподъёмности. В четырёхосных и многоосных грузовых вагонах имеются ко-
лёсные пары диаметром колёс 900 и 950 лиг; в остальных вагонах грузового
парка, а также во всех пассажирских преимущественно диаметром ко-
лёс 1 050 мм.

Колёса различаются по роду металла — стальные и чугунные, и конструк-
ции — бандажные и безбандажные. Бандажные колёса имеют колёсный
центр 2 и съёмный бандаж <3 со специальным профилем (фиг. 37, а)
рабочей поверхности (поверхности катания); у безбандажных стальных ко-
лёс такой же профиль придан ободу колеса.

От профиля бандажа несколько отличается профиль обода чугунных колёс
(фиг. 37, б), что обусловливается более низкой прочностью чугуна и техно-
логией изготовления колёс.

У одного края бандажа (или обода безбандажного колеса), обращён-
ного внутрь колёсной пары, имеется гребень, предохраняющий колёсную
пару от схода с рельсов.
Гребень у всех вагонных колёс имеет высоту 28 мм, толщина же его, из-
меренная на расстоянии 18 мм от вершины, у стальных колёс равна 33 мм,
а у чугунных 34 мм (§ 265 ПТЭ).

Поверхности катания колеса придаётся коничность для устранения
неравномерного проката по ширине поверхности катания, для облегчения
прохождения кривых и для совмещения продольной оси подвижного состава

с осью пути при движении на прямых уча-
стках пути. Профиль поверхности катания
колёс выбирается в соответствии с профи-
лем головок рельсов и установкой послед-
них. Головке рельса придаётся выпуклая
форма, чтобы колесо катилось по её сере-
дине; рельсы устанавливаются с уклоном
внутрь колеи, равным коничности поверх-
ности катания колеса, благодаря чему дав-
ление от колеса на подошву рельса пере-
даётся по вертикальной оси рельса, про-
ходящей через его центр тяжести.

Начиная от гребня, поверхность ка-
тания бандажа имеет уклон 1 : 20, затем
Г.7, который оканчивается фаской6х6мм.
Двойная коничность делается потому, что
поверхностью катания у наружного края
колесо касается рельса только во время
движения по кривым очень малого радиуса
и вследствие этого обычно мало изнаши-

Фиг. 37. Профиль поверхности
катания

вается; кроме того, наличие конусности 1:7

и фаски 6x6 мм поднимает наружную грань колеса над головкой рель-
са, что обеспечивает беспрепятственный проход стрелочных переводов при
наличии проката поверхности катания колёс.

Клейма, изготовления

оси на торце оси.

№ плавки
к° завода

Дата,
К°оси.

0745 ( XI 51

12375

Дата
изготовления
№ бандажа

Клейма
формирования и
освидетельство-
вания на торц/е
оси.

К° завод

Дата

Чугунный центр изготовления

N* колеса

Дата
изготовления

ахи,

цельно катанное колесо

Клеймо
инспектора
№ плавки,

I Место набивки. № завода
'месяц и год изготовления

бандаж

Клеймо инспектора
Заводской Н°
№ плавки.

Стальной спицевой
центр

Фиг. 38. Клейма на элементах
колёсных пар



Так как при конической форме поверхности катания колесо в разных
местах имеет различные диаметры, то под диаметром колеса принято
понимать диаметр круга, расположенного от внутренней (гребневой) грани
колеса на расстоянии у стальных колёс 70 мм и у чугунных 76,5 мм.
Этот круг называют кругом катания колеса. В его плоскости изме-
ряется толщина бандажа или обода безбандажного колеса.

Для обеспечения безопасного движения колёсной пары в рельсовой
колее строго регламентируется расстояние между внутренними гранями
колёс. Для бандажных и стальных безбандажных колёс это расстояние
установлено равным 1 440 мм с допуском ± 3 мм и для чугунных колёс
1437+4 лш(§270 ПТЭ), причём оба колеса должны находиться на одинаковом
расстоянии от середины оси.

При изготовлении всех элементов колёсных пар предусмотрено их клей-
мение, указывающее место и время изготовления, номера элементов и плавки
(§ 264 ПТЭ). При формировании и ремонте колёсной пары соответствующие
клейма ставятся на торце оси (фиг. 38).

В вагонах устанавливаются только такие колёсные пары, которые удов-
летворяют требованиям специальной инструкции по освидетельствованию,
формированию и ремонту вагонных колёсных пар.

2.	ОСИ

Вагонная ось представляет собой стальной брус круглого поперечного
сечения, имеющий разные диаметры по длине в зависимости от назначения
частей оси и усилий, возникающих в них.

Конфигурация оси зависит также от типа подшипников. На фиг. 39 изоб-
ражена ось для подшипников трения скольжения, а на фиг. 40 — шейка ва-
гонной оси для подшипников трения качения.

Части оси имеют следующее назначение.

Шейки 1 служат для размещения на них подшипников. У осей для
подшипников трения скольжения шейки оканчиваются буртиками 2, которые
ограничивают перемещение подшипников в наружную сторону. У осей для
подшипников трения качения буртики не делаются, а на концах оси имеются
нарезка и специальные устройства для закрепления гаек, удерживающих ро-
ликовые подшипники на шейках оси.

На подступичные части 3 под большим давлением напрес-
совываются колёса; эти части являются наиболее утолщёнными во всей оси.
Для смягчения перехода от подступичных частей к шейкам служат п р е д-
подступичные части 4. Кроме того, на предподступичной части
размещается задний^затвор буксы.

Фиг. 39. Вагонная ось для подшипников трения скольжения

Переходы от одной части к другой выполняются в виде галтелей
соответствующего радиуса, за исключением перехода к средней части 5 —
конического.

Для установки оси и всей колёсной пары на центры токарных станков в
середине торцов оси высверливаются стандартные отверстия — центры 6
(показаны на фиг. 39 и 40 отдельно). Кроме того, на каждом торце оси при
изготовлении наносится контрольная риска в вид$ окружности диаметром
100 мм. Впоследствии, в случае неправильной разработки центра, он может
быть восстановлен по упомянутой риске для сохранения первоначального по-
ложения геометрической оси колёсной пары.

В вагонах имеются различные типы осей. В настоящее время изготов-
ляются оси стандартного типа (ГОСТ 4007-48) с нагрузкой, указанной
в табл. 9.

Таблица 9

Типы вагонных осей

Тип оси	Наибольшая нагрузка от оси на рельсы в т		Тип оси	Наибольшая нагрузка от оси на рельсы в т	
	грузовые вагоны	пассажирские вагоны		грузовые вагоны	пассажирские вагоны
I	12,5	—	III	20,5	18,0
II	17,5	15,0	IV	25,0	—

Основные размеры изготовляемых вагонных осей приведены в табл. 10.

Оси колёсных пар с роликовыми подшипниками имеют несколько отлич-
ные размеры (фиг. 40) по сравнению с размерами, указанными в табл. 10.

Основные размеры вагонных осей

Таблица 10

Тип оси	Расстояние между сере- динами шеек в мм	Размер шейки в мм		Диаметр предподсту- пичной части в мм	Диаметр подступичной участи в мм	Диаметр оси в середи- не В
		диаметр	длина			
1	1  2 114	ПО	170	130	155	140
II	2 114	120	210	140	165	145
III	2 036	145	254	170	182	160
IV	2 070	155	280	185	200	165

Оси изготовляются из мартеновской стали прокаткой и последующей
проковкой или прессовкой отливок. Проковка или прессовка осевых загото-

вок производится при температуре 900— 1000° до размеров, предусмотренных
ГОСТ 4007-48 (чёрная ось). По окончании проковки ось подвергается термо-
обработке. Все части оси, кроме её середины, подвергаются механической
обработке до размеров, указанных в табл. 10.

При изготовлении чёрной оси на подступичной части или шейке наби-
ваются в горячем состоянии заводские клейма.

При механической обработке оси эти клейма переносятся на торец оси
(см. фиг. 38), после чего начальные клейма удаляются обточкой.
В осях прежнего изготовления клейма наносились в горячем состоянии на
коническую, не обтачиваемую часть оси. В результате этого возникала концен-
трация напряжений в местах углублений от цифр и в эксплуатации имелись
случаи усталостного излома осей с на-
чалом трещины у клейм. По этой при-
чине порядок клеймения осей был
изменён.

Приёмочные клейма ОТК завода-
изготовителя и инспектора-приёмщи-
ка Министерства путей сообщения ста-
вятся в середине оси и обводятся ма-
сляной краской.

При применении скользящих
подшипников шейки чисто обрабо-
танной оси шлифуются, полируются
или накатываются до гладкой блестя-

щей поверхности. При роликовых подшипниках такой чистоты обработки
шеек не требуется.

В табл. 11 приведён химический состав, а в табл. 12— механические
свойства металла осей по ГОСТ 4008-48.

Таблица 11
Химический состав осевой стали





Фиг. 41. Пустотелая вагонная ось

Анализ	Химический состав в %					
	углерод	марганец	кремний	фосфор	сера  не более	сумма фосфора  и серы
Плавочный	  Контрольный . . . .	0,30-0,45  0,30—0,48	0,50—0,90  0,50—0,90	0,15—0,35  0,15—0,35	0,050  0,050	0,050  0,055	0,10  0,10

При контрольном анализе допускается содержание в металле осей не бо-
лее: хрома 0,35%, никеля 0,60%, меди 0,25% и молибдена 0,10%.

Таблица 12

Механические свойства осевой стали

Предел прочности при растяжении в ке!мм*	Относительное удлине- ние образца l — в % не менее	Ударная вязкость в ksmJcm* не менее	
		среднее значение для четырёх образцов	для отдельных образцов
52,0-55,9	23	6,0	3,5
56,0—58,9	22	5,0	3,0
59,0—61,9	21	4,0	2,5
62 и более	20	3,5	2,0

Чёрные оси, помимо проверки металла по химическому анализу и меха-
ническим испытаниям, подвергаются специальному циклу ударных испы-
таний.

Для уменьшения веса осей в последнее время проводятся исследования
по применению пустотелых осей. Колёсные пары с такими осями значитель-
но легче обычных, что уменьшает тару вагона и вредное воздействие не-
сбрессоренных частей на рельсовый путь и вагон.

Изготовление пустотелых осей (фиг. 41) осуществляется из толстостенных
труб повышенной точности прокатки ковкой с высадкой и обжатием шеек
и подступичных частей или центробежной отливкой.

В пустотелых осях при равной их прочности со сплошными осями более
равномерно распределяются напряжения по сечениям оси. Однако в процессе
эксплуатации установлено, что у колёсных пар с пустотелыми осями уси-
лия, необходимые для распрессовки колёс, со временем уменьшаются до
0,79—0,88 от усилия запрессовки.

В прессовых соединениях колёсных пар со сплошными осями усилия
при распрессовке колёс увеличиваются с течением времени и достигают
1,35—1,53 от усилия запрессовки.

Поэтому для решения вопроса о возможности широкого применения пу-
стотелых осей необходимы дальнейшие исследования по обеспечению надёж-
ности соединения колёс с осью.

3.	КОЛЁСА

Металл на поверхности катания вагонного колеса в эксплуатации испы-
тывает сложное напряжённое состояние. Колесо передаёт рельсу большие на-
грузки (6—12 /п), соприкасаясь, однако, с ним маленькой поверхностью пло-
щадью около 250 мм2. В месте соприкосновения колеса с рельсом они оба
упруго деформируются по овальному контуру диаметром около 18 мм. Вслед-
ствие этого в материале колеса и рельса по поверхности их соприкосновения
возникают большие контактные напряжения сжатия. При движении по рель-
совым стыкам и другим неровностям пути развиваются ударные усилия боль-
шой величины. При проходе кривых участков пути, а также на прямых участ-
ках при наличии разницы в диаметре кругов катания обоих колёс одно из ко-
лёс проскальзывает по рельсу, что сопровождается возникновением сил тре-
ния скольжения. Наконец, поверхность катания колеса подвергается тре-
нию тормозными колодками во время торможения.

Опытом эксплуатации установлено, что на поверхности катания колёс
наблюдается выкрошивание металла, которое часто возникает в зимнее
время года.

Выкрошивание, развивающееся на небольшую глубину (до 3 мм),
является следствием развития начальных повреждений колёс на поверхности
катания при особых условиях торможения, вызывающего заклинивание ко-
лёс и скольжение их по рельсам. В результате значительного нагрева и по-
следующего интенсивного охлаждения в зонах контакта колеса с рельсом
образуются участки с твёрдой и хрупкой закалённой поверхностной коркой,
в которой образуются термические трещины.

Выкрошивание, развивающееся на большую глубину (до 25 мм), вероятно,
является результатом длительной эксплуатации колеса. Износ поверхности ка-
тания колеса при движении его по рельсам и при трении тормозными колод-
ками сопровождается сложными процессами, протекающими в поверхностном
слое. К этим процессам относятся:

1)	повышенная пластическая деформация на поверхности катания ко-
леса, обусловленная сочетанием качения с проскальзыванием и ведущая к об-
разованию микроскопических трещин. Скольжение колеса по рельсу при его
заклинивании, не сопровождающееся поверхностной закалкой, вызывает
сдвиги металла. При этом на поверхности колёс возникают наслоения в виде
тонких складок, у основания которых появляются трещины. В дальнейшем
эти микро- и макротрещины, постепенно развиваясь, приводят к образова-
нию выщербин;

2)	появление микротрещин из-за нагрева поверхностей контакта.
Этот нагрев вызывается трением тормозных колодок и трением при проскаль-
зывании колеса по рельсу в процессе его качения. Связанные с этим тепловые
явления вызывают в очень тонком поверхностном слое (до 0,1 мм) структурные
превращения, сопровождающиеся образованием микротрещин;

3)	химическое взаимодействие поверхностей с окружающей средой при
пластической деформации в контакте колеса с рельсом вызывает окисление
металла.

Образовавшиеся на поверхностях катания микротрещины при опреде-
лённых условиях развиваются в глубокие пороки. В этом случае существен-
Фиг. 42. Цельнокатанное
колесо

ную роль играет влага: проникая в трещины, она способствует их развитию
за счёт расклинивающего действия. Под влиянием больших давлений, возни-
кающих между колесом и рельсом, вода, сжатая в трещине, создаёт растяги-
вающие напряжения в её вершине, ускоряя процесс разрушения. Кроме того,
вода вызывает коррозию, ускоряющую в свою очередь процесс образования
глубоких пороков.

Всё это указывает на то, что металл на поверхности катания колеса дол-
жен обладать большой механической прочностью и твёрдостью и хорошо со-
противляться износу. Металл же ступицы, которая напрессовывается на ось
и удерживается на ней силами упругости, а также спиц или диска, подвергаю-
щихся изгибу и сжатию, наоборот, желательно иметь более вязким.

Вследствие этого долгое время вагонные колёса изготовлялись только
составными (бандажными), состоящими из: бандажа (твёрдая сталь) и внут-
ренней части колеса — колёсного центра, который изготовлялся из более
вязкого металла и к тому же более дешёвого.
Такая конструкция колеса позволяет по мере из-
носа бандажа заменять его другим без смены
колёсного центра.

Наряду с этим преимуществом бандажные
колёса имеют и существенные недостатки. С тече-
нием времени бандажи ослабевают и требуют пе-
ретяжки, а при тугой насадке иногда ломаются
(лопаются) и служат причиной неисправности ко-
лёсной пары.

Освоение в производственных условиях по-
верхностной закалки стали и отбеливания чугуна
позволило изготовлять безбандажные колёса,
которые более рациональны по конструкции и де-
шевле в изготовлении и эксплуатации.

Как указывалось выше, колёса вагонов же-
лезных дорог СССР имеют диаметр по кругу ката-
ния в пределах от 900 до 1 050 мм.

Уменьшение диаметра колеса обеспечивает:

1)	возможность понижения уровня пола ва-
гона, что позволяет увеличить вместимость кузова
в пределах существующих габаритов подвижного
состава;

2)	уменьшение тары вагона;

3)	уменьшение инерционных усилий необрессоренных вращающихся
масс;

4)	понижение центра тяжести вагона, благоприятно сказывающееся на
повышении устойчивости и улучшении хода вагона, а также на снижении
напряжений в ходовых частях от горизонтальных усилий (центробежная
сила, давление ветра, силы инерции).

Кроме этих положительных качеств, уменьшение диаметра колеса при-
водит и к недостаткам. К числу последних относятся:

1)	увеличение износов рельсов и бандажей, особенно существенное при
повышении нагрузки на колесо и возрастании скоростей движения;

2)	увеличение сопротивления движению вагона;

3)	увеличение числа оборотов колёсной пары.

Безбандажные колёса. Безбандажные колёса имеются в основном двух
типов: стальные цельнокатанные и чугунные литые с закалённой поверх-
ностью катания.

Цельнокатанные стальные колёса (фиг. 42) обладают большой проч-
ностькГй1 ПбЛУчйЯЯ"Широкое распространение в пассажирских и грузовых ва-
гонах. Они имеют диск, который соединяет ступицу с ободом; толщина диска
у ступицы равна 25 мм, у обода — 19 мм, толщина обода равна
70 мм.
У цельнокатанных колёс ступицы относительно обода расположены так,
что они могут напрессовываться на все основные типы осей, т. е. на оси с рас-
стоянием между серединами шеек 2 114 и 2 036 мм.

Цельнокатанные колёса изготовляются из стальной заготовки мартенов-
ского производства путём: трёхкратной обжимки под гидравлическим
прессом мощностью 3 тыс. т, двукратной обжимки под прессом мощностью
7 тыс. т, прокатки в специальном прокатном стане и окончательной обжим-
кой под прессом 2,5 тыс. т. Под первым прессом стальная заготовка подвер-
гается свободной обжимке с уменьшением высоты в два раза, вторичной об-
жимке в ограничительном кольце и прошивке отверстия в центре заготовки.
Под вторым прессом за два раза выштамповываются ступица и диск колеса.
В прокатном стане поверхности катания обода придаётся необходимый про-
филь. Под последним прессом производится выгиб диска и соответствующее
чертежу смещение ступицы относительно обода. Весь процесс изготовления
колеса продолжается в течение 2—2,5 мин. с одного нагрева при начальной
температуре 1200 и конечной 950°.

При изготовлении цельнокатанных колёс особое значение имеет терми-
ческая обработка, от качества которой зависит долговечность колёс в эксплу-
атации. Термообработка заключается в охлаждении водой поверхности обода
колеса при вращении его на специальном станке и последующей нормали-
зации в томильном колодце. Нормализация происходит за счёт тепла ступицы
и диска, которые охлаждающему действию воды не подвергаются.

Изготовленные цельнокатанные колёса подвергаются испытаниям1 со-
гласно требованиям ОСТ 7550.

Цельнокатанные колёса по сравнению с бандажными имеют следующие
преимущества: 1) относительно малый вес колеса — 415 кг (вес бандажного
колеса со стальным катаным центром — 438 кгу со стальным спицевым —
440 кг и чугунным — 519 кг)\ 2) уменьшение затрат на формирование (отсут-
ствие работ по расточке и насадке бандажа); 3) отсутствие недостатков, при-
сущих бандажным колёсам (ослабление бандажа).

К недостаткам цельнокатанных колёс следует отнести несколько меньшую
их износоустойчивость и больший выход из строя по поверхностным порокам
по сравнению с бандажными колёсами. Число случаев образования выщер-
бин у бандажных колёс примерно на 40% меньше, чем у цельнокатанных.

Согласно проведённым исследованиям наиболее стойкими против вы-
крошивания оказываются низкоуглеродистые (0,55—0,60% углерода) норма-
лизованные и закалённые с отдельного нагрева цельнокатанные колёса (в
пассажирских вагонах). Наименее стойкими против выкрошивания явля-
ются высокоуглеродистые (0,73—0,80% углерода) цельнокатанные колёса,
закалённые с прокатного нагрева.

Для улучшения эксплуатационных качеств цельнокатанных колёс в по-
следнее время осуществлены изменения их химического состава и режима тер-
мической обработки. Согласно ГОСТ 6362-52 цельнокатанные колёса изго-
товляются двух марок: с содержанием углерода—0,50—0,60% в I марке и
0,55—0,70% во II марке; содержание кремния 0,15—0,35% и марганца 0,60—
0,90% в обеих марках. Термическую обработку предусмотрено осуществлять
с отдельного нагрева.

Чугунные колёса с закалённым ободом (фиг. 43)
по конструкции отличаются от цельнокатанных только размерами и профи-
лем поверхности катания. Важнейшей особенностью чугунных колёс является
очень твёрдая закалённая поверхность катания, которая практически почти
не поддаётся обработке резцом, и поэтому, в отличие от цельнокатанных
колёс, эти колёса после износа или повреждения не ремонтируются, а заме-
няются новыми. В пассажирских вагонах, а также в грузовых вагонах, сле-

1 Более подробно об изготовлении цельнокатанных колёс см. Н. В. Белавенцев
л В. М. Дер галев. Формирование и ремонт вагонных колёсных пар. Трансжел-
дориздат, 1952.
дующих с пассажирскими поездами, применение чугунных колёс не допус-
скается.

В 1953 г. вагоностроительные заводы прекратили выпуск вагонов с чу-
гунными колёсами,.

Ввиду неодинаковой усадки чугуна при остывании поверхность катания
чугунных колёс не получается строго круглой. По этой же причине колёса
после отливки разнятся величиной диаметра.

Размерных номеров чугунных колёс пять и они соответствуют следующим
значениям диаметров колёс (в мм):

№ 3...............SCO	т 0,5

№ 1 ............ 900	’5	№ 4 ............. 900	+1’5

№ 2 ............ 900	№ 5 ............. 900	+2’5

Таким образом, колёса одного и того же номера могут иметь разные диа-
метры в пределах 1 мм. При формировании колёсной пары на ось напрес-
совываются чугунные колёса, имеющие один и тот же размерный номер.

Размерный номер на колесе отмечается следующим образом: на наружной
поверхности диска отливаются цифры 1, 2, 3,4, 5. После определенияаразмер-

ного номера колеса обмером длины окружности цифра, соответствующая но-
меру колеса, срубается и на это место ставится клеймо инспектора-приём-
щика МПС.

Бандажные колёса. Бандажные колёса (см. фиг. 36) состоят из колёсного
центра 2, бандажа 3 и заводного кольца 4. Бандажные колёса отличаются
между собой конструкцией, материалом и размерами колёсных центров.
У всех бандажных колёс бандажи имеют одинаковую конструкцию и попереч-
ное сечение и разнятся только диаметрами. Изготовляются бандажи из специ-
альной бандажной стали, а заводные кольца — из стали марки Ст. 3.

Колёсные центры. Колёсный центр состоит из ступицы, обода
и диска или спиц. Размеры колёсного центра определяются наружным диа-
метром обода в зависимости от диаметра сформированного колеса и диаметром
отверстия ступицы по типу оси. Так как толщина нового стандартного бан-
дажа составляет 75 мм, то диаметр колёсного центра получается вычитанием
150 мм из диаметра колеса. Колёсные центры имеются преимущественно сле-
дующих типов.
Стальной дисковый катаный центр (фиг. 44). Ка-
таные центры изготовляются с диаметром обода 800 и 900 мм и дополнительно
различаются конструкцией ступицы в зависимости от типа оси, на которую
они напрессовываются. Изготовляются дисковые центры так же, как и цельно-
катанные колёса, — прессовкой и последующей прокаткой в прокатном стане.
Катаные колёсные центры являются наиболее прочными.

Стальной литой спицевый центр (фиг. 45). Этот тип
центра до введения цельнокатанных и чугунных колёс имел на наших желез-
ных дорогах большое распространение. В настоящее время стальные спице-
вые центры имеются трёх разновидностей, отличающихся диаметром обода и
ступицы и числом спиц. У четырёхосных грузовых вагонов с колёсами диа-

Фиг. 45. Стальной литой спицевый центр

метром' 1 050 мм литые спицевые центры имеют И спиц и диаметр обода
900 мм\ сечение спиц у ступицы 40 X 90 мм и у обода 37 х 70 мм. У вагонов
прежних построек с колёсами диаметром 1 050 мм стальные литые центры
имеют 8 спиц и диаметр обода 900 мм\ сечение спиц у ступицы 51 X 82 мм
и у обода 44 X 70 мм. У грузовых вагонов с колёсами диаметром 950 мм
стальные литые центры имеют 9 спиц и диаметр обода 800 мм\ сечение
спиц у ступицы 40 X 100 мм и у обода 35 X 76 мм.

Стальные колёсные центры отливаются из малоуглеродистой мартенов-
ской стали в песочные формы и после отливки отдельные образцы из партии
подвергаются ударным испытаниям.

В эксплуатации у стальных литых центров иногда обнаруживаются тре-
щины в спицах, ободе и реже в ступице, в связи с чем применение их в пасса-
жирских вагонах дальнего следования ограничено.

У колёсных пар со спицевыми центрами наблюдается наибольшее коли-
чество случаев ослабления бандажей. Самая конструкция спицевого центра
несовершенна, так как во время движения вагона спицевый центр вызывает
завихрение воздуха, который подхватывает песок с балластного слоя пути и
наносит его на трущиеся поверхности ходовых частей. Литой спицевый центр
не обладает достаточной эластичностью и жёстко воспринимает удары, возни-
кающие во время прохода колесом стыков и стрелочных переводов, что вызы-
вает повышенное динамическое воздействие на части вагона и верхнее стро-
ение пути.

Чугунный дисковый центр. Чугунные дисковые колёс-
ные центры имеются двух диаметров по ободу — 900 и 800 мм. Вес чугунного
центра составляет 256 кг против 175 кг веса стального катаного центра.Чу-
гунные центры просты в изготовлении, но по прочности слабее стальных.
Во время насадки и перетяжки бандажей в чугунных центрах часто происхо-
дят отколы усика обода, а при напрессовке на оси — задир внутренней
поверхности ступицы. Поэтому срок их службы практически не превышает
10—15 лет.

В пассажирских вагонах колёсные пары с чугунными центрами не приме-
няются. С 1948 г. изготовление чугунных центров прекращено.

Бандажи и заводные кольца. Бандаж — цельное кольцо
из твёрдой стали специального^ сечения, которое надевается на колёсный
центр и укрепляется на нём. Наружная по-
верхность бандажа, как уже упоминалось
выше, имеет особое очертание, называемое
профилем бандажа. Поперечное сечение (про-
филь) бандажа изображено на фиг. 46.

Фиг. 46. Поперечное сечение
бандажа

Фиг. 47. Крепление заводного кольца

Внутренняя поверхность бандажа (фиг. 46) выполнена таким образом,
что после насадки его на центр и постановки заводного кольца обеспечивается
надёжное соединение элементов колеса. Даже в случае ослабления бандажа
сползание его с центра предупреждается с одной стороны буртом, а с другой —
заводным кольцом. Заводное кольцо для закрепления бандажа на центре
вводится в кольцевую выточку*(фиг. 47, а) и затем зажимается в ней подгибом
кромки бандажа (фиг. 47, б)?

Бандажи изготовляются в специальных прокатных станах из углероди-
стой мартеновской стали с временным сопротивлением растяжению не менее
80 кг!мм2 при относительном удлинении не менее 10% и сужении образца
в шейке не менее 14% (ГОСТ 398-41). Химический состав бандажной стали:
углерода 0,55—0,70%, марганца 0,60—0,90%, кремния 0,15—0,35%, серы
и фосфора не более 0,05%.

Приёмка изготовленных бандажей производится согласно’ требованиям
ГОСТ 398-41.

4. НАСАДКА БАНДАЖА НА КОЛЁСНЫЙ ЦЕНТР

На колёсном центре бандаж сидит прочно, составляя с ним как бы одно
целое. Заводное кольцо и упорный буртик не могут обеспечить требуемой
прочности и предназначаются для удержания бандажа в случае его ослаб-
ления.

Для прочной насадки бандажа его внутренний диаметр de растачи-
вается так, чтобы он был меньше наружного диаметра d* колёсного центра
на величину 0,8—1,35 мм. Отношение разности диаметров бандажа
g,	d„ de

и центра к диаметру обода центра ——----------

называется относительным на-

тягом. Величина относительного натяга принимается равной е =

1

1000 ’

т. е. около 1 мм на 1 м диаметра, поэтому перед насадкой приходится
бандаж предварительно нагревать, после чего он свободно надевается на

центр.

Наименьшую температуру нагрева бандажа можно определить из
выражения а/ = е, где а — коэффициент температурного расширения мате-
риала бандажа, равный 0,000012.

Наименьшая температура нагрева бандажа при натяге е = 0,001 со-
ставляет 84°. Однако эта температура недостаточна для свободного наде-
вания бандажа и практически она принимается равной 250 — 300°.

Остывая, бандаж сжимается и плотно обхватывает колёсный центр,
вследствие чего в бандаже появляются значительные растягивающие напря-
жения. Если для упрощения принять обод колеса со спицами абсолютно
жёстким, то натяг будет характеризовать относительное удлинение бан-
дажа после насадки и остывания. Принимая напряжения по всему сече-
нию бандажа величиной постоянной и равной среднему напряжению
сечения, определим напряжение в материале бандажа <зср только от
насадки

<TV = E6S,

где Ев — модуль упругости материала бандажа.

Если площадь сечения бандажа обозначить через Fe , а ширину обода
колёсного центра через 6Ц, то величину давления рк между бандажом и
ободом центра можно определить из выражения

Рк =

2еЕб Fe

(62)

В действительности колёсный центр является упругим и подвергается
также деформациям, что уменьшает напряжения в бандаже.

Наибольшие напряжения в бандаже с учётом упругости центра опре-

деляются по формуле

Ебь
= гп-----•

1 +

(63)

Коэффициент деформации бандажа, обода и спиц находится из

выражения3

1g —

__ Ьб_Еб__________^d*_____________

ЬцЁц 1g йц I__________Р_с______

g dC	И ДА /	•	180°

с	4,6 b„ Zrsin — —

ц с п

(64)

где dH — наружный диаметр бандажа в см\

dli — наружный диаметр центра (по ободу) в см\

dc — внутренний диаметр обода центра (у концов спиц) в см\

п — число спиц;

Fc—площадь среднего сечения спицы в см2;

Еб — модуль упругости материала бандажа, равный 2,2-106 кг/см*;

Е —модуль упругости материала обода и спиц, равный

2,15 • 10е кг/см2;

1С — средняя длина спицы в см;

Ьц — ширина обода центра в см;

Ьб — ширина бандажа в см.

1 А. А. Попов. Исследование прочности вагонной оси, вып. 1, Трансжелдор-
издат, 1934, стр. 31.
Для дискового колеса значения коэффициента деформации при
натяге 0,001 —0,0012 могут приниматься равными:

При толщине бандажа 25 мм.............^	= 0,4

»	»	»	35 »............<гд	—

»	»	»	50	>...........= 0,72

»	»	»	75	»...........= 1 »00

Напряжение в бандаже (у внешней поверхности) составляет

Обе =Об 4*’	(65)

dH

а напряжение в спицах

Анализируя формулы (63)—(66), можно сделать следующие выводы:

1)	с увеличением наружного диаметра бандажа или возрастанием
толщины его увеличивается коэффициент ср а (64);

2)	с возрастанием коэффициента увеличиваются напряжения в спи-
цах (66), но уменьшаются напряжения в бандажах (65);

3)	с уменьшением толщины бандажа в нём значительно возрастают
напряжения; поэтому при тонких бандажах не следует допускать е более
0,001, в противном случае в бандаже могут возникнуть остаточные дефор-
мации и он после раскатки ослабнет.

Для колёс со спицевыми центрами при толщине бандажа, равной
75 деле, коэффициент сра ~ 0,8 -? 1,0, а при толщине 30 мм сра~0,3.

Для того чтобы упруго-напряжённое состояние бандажа на колёсном
центре как можно медленнее ослабевало, необходимо, чтобы соприкасающиеся
поверхности бандажа и центра были чисто обработаны. При грубой обработке
поверхностей вначале соприкасание происходит по острым вершинам гребеш-
ков от резца, которые затем сминаются и бандаж ослабевает. Увеличение на-
тяга сверх указанных величин приводит к излому бандажа.

б. НАПРЕССОВКА КОЛЁС НА ОСЬ

У вагонных колёсных пар способом соединения колёс с осью является
прессовая посадка, которая обеспечивается напрессовкой колёс на оси в хо-
лодном состоянии под определённым давлением, зависящим от конструкции
колёс, их материала и размеров оси.

Давления напрессовки для вагонных колёсных пар приведены в табл. 13.

Указанные в табл. 13 давления

Таблица 13

Конечные давления напрессовки колёс на
оен (на каждые 100 мм диаметра
подступичной части оси)

Тип колеса	Давление напрессовки в т	
	наимень- шее значение	наиболь- шее значение
Стальной колёсный центр с надетым бандажом или цель- нокатанное колесо	37	55
Стальной колёсный центр без бандажа	30	45

напрессовки обусловливаются натя-
гом, величина которого для вагон-
ных колёсных пар обычно колеблется
в пределах от 0,1 до 0,2 мм.

При напрессовке на ось ступицы
последняя вместе с другими частями
колеса раздаётся, а ось при этом
несколько сжимается, так что сту-
пица и ось после напрессовки нахо-
дятся в упруго-напряжённом состоя-
нии. Если на колёсный центр пред-
варительно надеть бандаж, то для
обеспечения надлежащей прочности
посадки колеса требуется увеличи-
вать напрессовочное давление на
10—20 т.
Прочность напрессовки колеса на ось зависит от:

а)	состояния соприкасающихся поверхностей,

б)	конечного усилия напрессовки и

в)	площади соприкасающихся поверхностей.

Состояние соприкасающихся поверхностей определяется путём сравне-
ния их с эталонами чистоты обработки. Эталоны чистоты обработки ступицы
колеса и оси выработаны исходя из условий наименьшей затраты времени на
обработку поверхности и обеспечения надёжности прессового соединения ко-
леса с осью. При напрессовке колёс на оси с грубообработанной поверхностью
соприкасающихся элементов смятие неровностей может привести к нарушению
упруго-напряжённого состояния, а следовательно к ослаблению прессового
соединения.

Конечное давление напрессовки характеризует степень упруго-напря-
жённого состояния колеса на оси, но не вполне определяет надёжность прес-
сового соединения.

Надёжность прессового соединения в наибольшей степени характери-
зуется площадью соприкасающихся поверхностей. После того как напрес-
совка произведена, определить площадь соприкасающихся элементов не пред-
ставляется возможным. Для проверки этого фактора при каждой напрессовке

колеса на ось специальным са-
мопишущим прибором (индика-
тором) снимается диаграмма,
которая графически показывает
зависимость усилия напрессов-
ки от длины ступицы колеса.

Для того чтобы судить по
диаграмме о качестве напрес-
совки, не углубляясь при этом
в довольно сложные процессы,
которыми сопровождается раз-
дача ступицы, диска или спиц

Фиг. 48. Диаграммы изменения усилий при
запрессовке

и обода колеса, рассмотрим явления напрессовки в упрощённом, схематиче-
ском виде. На фиг. 48 изображена диаграмма изменения усилий при за-
прессовке.

Если в толстостенную трубу (фиг. 48, а), имеющую внутри абсолютно
гладкое отверстие в виде геометрически правильного цилиндра, запрессо-
вывать диск D, имеющий такую же гладкую и вполне правильную наружную
поверхность, то сила сопротивления диска запрессовыванию вначале возра-
стает пропорционально его передвижению, а после того как он целиком войдёт
в трубу, сопротивление дальнейшему продвижению его по трубе остаётся по-
стоянным. На диаграмме такая запрессовка изобразится ломаной линией АВС,
часть которой АВ соответствует входу диска в отверстие, а часть ВС, парал-
лельная оси абсцисс,—продвижению диска вдоль отверстия.

При этом предполагается, что во избежание задиров передняя кромка
диска имеет слегка коническую заточку, а встречная кромка трубы закруг-
лена, соприкасающиеся поверхности смазаны и напряжения сжатия по по-
верхности соприкасания не вызывают разрушения частиц металла.

При проходе диска вдоль всей трубы одни и те же наружные его частицы,
последовательно соприкасающиеся с новыми частицами отверстия, подвер-
гаются большему обмятию, чем частицы отверстия. В результате этого сопро-
тивление диска запрессовыванию уменьшается, что отражается на диаграмме
небольшим наклоном линии BCi. Такое же падение линии BCi на диаграмме
происходит и в случае запрессовывания в сравнительно узкое кольцо цилин-
дрического вала (фиг. 48, б).

Аналогию между рассмотренными случаями запрессовки диска и вала
и напрессовкой колеса на ось можно провести только по характеру явлений
при напрессовке, так как ступица колеса имеет неодинаковую толщину по
всей длине, а колесо имеет диск или спицы; кроме того, соприкасающиеся

О Вагоны
поверхности ступицы и оси нельзя считать абсолютно гладкими. Однако
кривая при напрессовке колеса на ось (фиг. 49) остаётся примерно такой же,

как в рассмотренном случае.

Рассмотрим случай напрессовки при прямой конусности соприкасающихся
поверхностей оси и ступицы (фиг. 50). При этом начало нарастания давления
происходит позднее, чем при напрессовке цилиндрических поверхностей.
По мере же продвижения оси в ступицу усилие напрессовки возрастает бы-
стрее, чем при цилиндрических поверхностях, вследствие чего кривая диа-
граммы получается выпуклой книзу. При напрессовке таких поверхностей

длина диаграммы несколько уменьшается против
теоретической.

Под теоретической длиной диаграммы пони-
мается

где 1п — полное перемещение ступицы по оси;

ау — коэффициент уменьшения хода барабана
индикатора по сравнению с ходом плун-
жера гидравлического пресса.

На фиг. 51 изображены образцы диаграмм
при напрессовке колёс на оси.

Рассмотрим условия получения этих диаграмм.

Фиг. 51. Образцы диаграмм
при напрессовке колёс на
оси

Фиг. 50. Напрессовка
колеса на ось при прямой
конусности

Фиг. 49. Напрессовка
колеса на ось

Удовлетворительные диаграммы

а — напрессовка производится при цилиндрических поверхностях оси
и ступицы. Падение конечного давления, как указывалось выше, является
результатом смятия неровностей на поверхности- ступицы после того, как
ступица была полностью напрессована на ось и продолжала продвигаться
дальше. Правилами формирования колёсных пар падение конечного давле-
ния допускается на длине не свыше 0,1 длины диаграммы и не более 0,05 от
наивысшего давления напрессовки (диаграмма а'). Для удовлетворения
этому требованию в подступичной части на участке, который после напрес-
совки колеса на ось остаётся за пределами внешней стороны ступицы, пред-
усматривается конусность с разностью диаметров 1 мм\

б—поверхности оси и ступицы имеют незначительную прямую конуснссть,
поэтому в конце диаграммы вместо понижения продолжается некоторое по-
вышение давления;

в—поверхности оси и ступицы имеют большую прямую конуснссть, по-
этому линия диаграммы выпукла книзу и постепенно возрастает до конца на-
прессовки, а длина диаграммы уменьшается. Правилами формирования ко-
лёсных пар допускается уменьшение длины диаграммы до 15% от теоретиче-
ской длины.
Неудовлетворительные диаграммы

г — напрессовка производится при обратной конусности соприкасаю-
щихся поверхностей оси и ступицы;

д — в процессе напрессовки получаются задиры в ступице и на поверх-
ности оси, поэтому линия диаграммы круто поднимается вверх и преждевре-
менно достигает наибольшего давления.

6.	О ПРОФИЛЕ ПОВЕРХНОСТИ КАТАНИЯ КОЛЕСА И ВЛИЯНИИ
ЕГО НА ДВИЖЕНИЕ КОЛЁСНОЙ ПАРЫ

Правильно собранная колёсная пара с обточенными по профилю колё-
сами, установленная симметрично на прямом участке пути колеи нормальной

.	е

ширины, имеет у обоих колес одинаковой величины зазоры -% между голов-

кой рельса и гребнем колеса. На величину этих зазоров (е = 16 мм) возможны
поперечные перемещения колёсной пары до упора гребней в рельсы.

В кривых радиусом менее 651 м, в которых ширина колеи увеличивается-
против нормальной, перемещения колёсной пары возрастают соответственна

увеличению ширины колеи.
При уменьшении толщины
гребней колёсной пары
в результате их износа пе-
ремещения колёсной пары
поперёк пути увеличива-
ются на величину износа.
У вагонных колёсных пар
обычно значительно изна-
шивается гребень одного
колеса.

Фиг. 52. Качение колёсной пары по рельсовому пути

Относительно рельсового пути колёсная пара может располагаться сле-
дующим образом:

1)	в прямых — нормально, т. е. перпендикулярно оси пути (положе-
ние /, фиг. 52) или под некоторым углом а (положение ///); в последнем
случае угол а называется углом перекоса оси, а угол а' = а— углом на-
бегания колеса на рельс;

2)	в кривых — радиально, т. е. при совпадении оси колёсной пары с
направлением радиуса кривой (положение //, фиг. 51); отклонение оси ко-
лёсной пары от направления радиуса определяется углом перекоса а к
радиусу кривой или равным ему углом набегания колеса а' на рельс.

Рассмотрим качение отдельных колёсных пар (без вагона) в рельсовой
колее при цилиндрическом и коническом профилях поверхности катания

колеса.

Цилиндрический профиль. Колёсная пара с колёсами оди-
накового диаметра может катиться по прямому участку пути, не касаясь греб-
нями рельсов и не перебегая от одного рельса к другому только при нормаль-
ной установке оси (положение /, фиг. 52). При установке же с углом перекоса
оси качение её в направлении Сх вызывает приближение гребня колеса А
к рельсу и их взаимное трение на всём протяжении прямой, а при качении
в направлении С2 то же происходит с колесом В.

Цилиндрический профиль поверхности катания при колёсах одинакового
диаметра оказывается очень чувствительным к перекосам оси. При любом
ничтожном перекосе оси дальнейшее качение колёсной пары по прямой со-
провождается трением одного гребня о рельс.

При цилиндрическом профиле и одинаковых диаметрах колёс у движу-
щейся колёсной пары нет условий, способных изменить направление оси.
Поэтому при входе в кривой участок она не может изменять направление со
ответственно кривизне пути, вследствие чего набегает под некоторым углом
на наружный рельс и в таком положении продолжает движение.

При разных диаметрах колесо с большим диаметром опережает в своём
движении колесо с меньшим диаметром, что также вызывает перекос оси.

Рассмотрение случаев качения колёсной пары с цилиндрическим профи-
лем поверхности катания показывает, что в действительности такая колёсная
пара всегда катится с прижатым к рельсу гребнем одного из колёс, так как
практически по различным причинам неизбежен перекос оси в рельсовой колее.
С другой стороны, прижатие колеса гребнем к одному из рельсов устраняет
виляние колёсной пары в колее. Качение колёсной пары с цилиндрическим
профилем поверхности катания в кривом участке пути любого радиуса сопро-
вождается проскальзыванием катящегося колеса по внутреннему рельсу.

Конический профиль. Когда колёсная пара с коничностью
колеса п (фиг. 53) смещается в сторону наружного рельса на величину у,
наружное колесо катится по кругу радиусом г+пу, а внутреннее—по кругу
радиусом г — пу, где г радиус круга катания.

Движение колёсной пары без скольжения возможно только в том случае,
когда существует соотношение

Фиг. 53. Качение колёсной пары
с коническим профилем поверхности
катания колеса

2	г + пу

s	г — пу'

R 2

(67)

где s — расстояние между кругами ката-
ния;

R— радиус кривого участка пути.

Отсюда

(68)

Из уравнения (68) видно, что радиус кривого участка пути, при котором
колёсная пара с коническим профилем колёс перекатывается без скольжения,
изменяется с изменением у, так как остальные величины, входящие в это
уравнение, для данной колёсной пары постоянны. Переменное же у у изно-
шенной колёсной пары может изменяться в колее шириной 1 524 мм в преде-
лах от 0 до 8 мм и это ограничивает величину R. Так, при диаметре колеса
1 050 мм наименьшим радиусом кривого участка пути, при котором колёсная
пара может перекатываться по рельсам без скольжения, является R =
= 1 050 м, при диаметре колеса 950 мм—940 м, а при диаметре колеса 900 мм —
890 м. На кривых участках пути меньшего радиуса всегда происходит про-
скальзывание колёс. Даже изменения у до 16 мм в связи с уширением колеи
в кривых радиусом менее 651 м (§ 31 ПТЭ) не устраняет этого явления.

Если колёсные пары установлены жёстко в раме двухосного экипажа,
то при скоростях до 70—80 км/час задняя ось стремится занять радиальное
положение и прижаться гребнем к внутреннему рельсу, вследствие чего наруж-
ное колесо этой колёсной пары катится по кругу малого радиуса г — пу, а
внутреннее — по кругу г + пу. В этом случае возникают большие сопро-
тивления от проскальзывания колёс по рельсам.

Поверхность катания колёс вследствие износа вообще долго не сохраняет
своей конической формы, а принимает вид, при котором приведённые выше
расчёты утрачивают своё значение, и движение по кривой всегда происходит
с большим или меньшим сопротивлением, величина которого трудно под-
даётся учёту. В связи с этим необходимо признать, что коничностью профиля
колеса существенно уменьшить сопротивление при проходе кривых практи-
чески нельзя.
Коничность профиля колеса оказывается более ценной при качении ко-
лёсной пары на прямом участке пути.

Как уже было указано, для уменьшения сопротивления движению на пря-
мом участке пути между головкой рельса и гребнем колеса имеется зазор.
Однако только зазора для этого недостаточно; одновременно с ним необходимо
обеспечить условия центрирования движения колёсной пары в колее. Таким
условием и является коническая обточка поверхности катания колёс. При
конической поверхности катания колеса малейшие отклонения колёсной пары
от оси симметрии в колее приводят к качению по кругам разного радиуса, что,
как было указано ранее, приводит к изменению угла набегания колеса на
рельс. В этом случае середина колёсной пары начинает описывать пологую
кривую до перехода колёсной парой среднего положения, после чего процесс
повторяется в обратном направлении.

Таким образом, при качении на прямом участке пути колёсная пара с ко-
нической поверхностью катания описывает волнообразную кривую и гребни
колёс обычно не касаются рельсов. Таксе движение создаёт неспокойный ход
колёсной пары, но в то же время оно устраняет появление местного проката
бандажей, снижающего пробеги колёсной пары между обточками.

Из рассмотрения качения отдельной колёсной пары на прямом участке,
пути видно, что коническая поверхность катания при разности в диаметрах
обоих колёс оказывается менее чувствительной к выходу колёсной пары из сим-
метричного положения в колее, что снижает ненормальный износ гребней
колёс.

Уменьшение коничнссти п колёс повышает спокойствие хода вагона, что
особенно существенно при больших скоростях движения поездов.

7.	УСТОЙЧИВОСТЬ КОЛЁСНОЙ ПАРЫ

Устойчивое положение колесных пар на рельсах является важным
условием обеспечения безопасности движения поездов.

При движении вагона колёсная пара подвержена действию статических
и динамических нагрузок. Эти нагрузки обычно сводят к вертикальным си-

лам Рг и Р2 и горизонтальной силе F,
которые изображены на фиг. 54.

Для предотвращения схода колёсной
пары с рельсов, который может про-
изойти в результате вползания гребня
колеса на головку рельса под действием
силы F, необходимо, чтобы под действием
силы Рг происходило непрерывное соскаль-
зывание колеса вниз. Это условие обеспечи-
вается, если проекция силы Рг на пло-
скость АВ, касательную к образующей
поверхности гребня, больше суммы проек-
ций на ту же плоскость всех остальных
сил, включая и силы трения:

Pi sin р > (F + u'P2) cos р + (F +

+ н'ЛО sin р + u Р± cos р, (69)

Фиг. 54. Силы, действующие на
колёсную пару, приведённые к точ-
кам контакта с рельсами

где ц — коэффициент трения скольжения гребня колеса по закруглению
головки рельса (а = 0,2 4- 0,3);

pi' — коэффициент трения поверхности катания колеса по головке рельса
(н'~'л);

Р — угол между образующей поверхности гребня и горизонтальной
плоскостью (р = 60 4- 80°).

Сила F, соответствующая боковому давлению Yn на рельс, опреде-
ляется формулой (78).
После преобразования неравенство (69) получает следующий вид:

F + У-'Рг tgp —g	„

Л ^1+gtgp-	>

Из формулы (70) следует, что устойчивость колёсной пары умень-
шается с увеличением коэффициентов трения р. и р.', уменьшением угла р
и увеличением колебаний вагона, вызывающих возрастание силы F и пере-
распределение сил Рг и Р2 между колёсами.

Формула (70) справедлива лишь при малых углах набегания колеса
на рельс.

Вообще формула (70), обеспечивающая в ряде случаев правильную оцен-
ку устойчивости колёсной пары, является приближённой, не учитываю-
щей ряда факторов: отжатия рельсов, реакций ударно-тяговых приборов,
торможения, конструкции тележек, износа колёс, скорости движения, ударов
колёс о рельсы и др.1. Особенно важной является необходимость учёта отжа-
тия рельсов, так как в некоторых случаях опасность чрезмерных отжатий рель-
сов может наступить раньше возможности вползания колеса на рельс.
Исследования проф. К. П. Королёва позволяют оценить устойчивость колёсной
лары с учётом отжатий рельсов 2.

8. НАГРУЗКИ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ОСЬ

На ось передаются почти все нагрузки, указанные в главе IV. Местами
приложения этих нагрузок являются шейки и подступичные части оси. В от-

Фиг. 55. Схема статического
загружения оси и эпюра изги-
бающих моментов

Фиг. 56. Схема загружения оси до-
полнительными вертикальными си-
лами от боковых горизонтальных на-
грузок и эпюра изгибающих моментов

нагрузки между осями зависит от числа осей и конструкции рессорного под-
вешивания. Собственный вес оси в расчётах обычно не учитывается ввиду его
относительно малой величины.

На фиг. 55 изображена схема приложенной к оси вертикальной стати-
ческой нагрузки и эпюра изгибающих моментов.

1 См. работы докт. техн, наук проф. К. Н. Мищенко (Труды ДИИТ, вып. XX,
Трансжелдориздат, 1950) и канд. техн, наук доц. А. У. Галеева (Труды МЭМИИТ,
вып. 55, Трансжелдориздат, 1948).

2 См. ниже § 8 гл. V и работы докт. техн, наук проф. К. П. Королёва. Вписы-
вание паровозов в кривые участки пути, Трансжелдориздат, 1950 и ТСЖ, т. 6, Транс-
желдориздат, 1952, стр. 308.
Вертикальная кососимметричная нагрузка по-
дробно рассматривается в главе IX. Здесь только отметим, что влия-
ние этой нагрузки выражается в некотором перераспределении вертикальных
нагрузок от обрессоренных частей вагона между шейками оси. Оси колёсных
пар грузовых вагонов, имеющих тележки с несвязанными жёстко боковинами,
кососимметричной нагрузке практически не подвергаются.

Боковые горизонтальные нагрузки вагона от центро-
бежной силы и давления ветра вызывают дополнительное вертикальное за-
гружение одной шейки оси и такую же разгрузку второй (фиг. 56), а также
загружение оси горизонтальными силами.

Дополнительная вертикальная нагрузка на шейку определится из выра-
жения 1

(71)

и реакция рельса

Л7 , = с + г) +	+ г)

где С — центробежная сила вагона (без колёсных пар), приходящаяся на
одну ось;

Нв —давление ветра на кузов вагона, приходящееся на одну ось; осталь-
ные обозначения ясны из фиг. 56.

Горизонтальные силы загружения оси, вызываемые действием
горизонтальных боковых нагрузок вагона, определяются с учётом сил
взаимодействия колёс с рельсами, возникающих
при движении вагона по кривой.

Движение колёсной пары в плоскости кривого участка пути рассматри-
вается состоящим из двух движений (фиг. 57): вращательного вокруг полюса О,

Фиг. 57. Схемы расположения колёсной пары в кривом участке пути

расположенного на прямой ОК, проходящей перпендикулярно оси колёсной
пары через её середину, и поступательного по направлению ОК вместе с полю-
сом поворота О. Полюс поворота О является основанием перпендикуляра, опу-
щенного из центра кривой О' на прямую ОК.

В зависимости от конструкции связи колёсной пары с рамой вагона или те-
лежки и действующих на неё сил возможны три основных положения колёсной
пары в рельсовой колее: 1) колёсная пара набегает гребнем колеса на наруж-
ный рельс; 2) колёсная пара набегает гребнем колеса на внутренний рельс
и 3) колёсная пара занимает в колее промежуточное положение, не соприка-
саясь гребнями колёс с рельсами.

Вследствие небольшой величины ширины колеи по сравнению с радиусом
кривой рельсовая колея может быть схематически представлена в виде двух

1 Формула (71) применяется для вагонов с жёстким рессорным подвешиванием
(грузовых вагонов); для пассажирских вагонов применяется формула ( 295).
концентрических дуг с расстоянием между ними е, равным суммарному зазору
между рельсами и гребнями колёс, а колёсная пара в виде точки Л (фиг. 57,6).
Тогда расстояние уг от гребня колеса до наружного рельса (отбрасывая малые
величины второго порядка) равно

2	2	2	2

Х'2	Xi	Х2	Xi

У1~ 2R~2R~~2R~ ’	’

где Xi — расстояние от полюса поворота до середины оси;

х2—расстояние от полюса поворота до точки пересечения прямой ОК
с наружным рельсом;

К— радиус кривой.

Предположим, что вертикальные нагрузки на оба колеса одинаковые
и, следовательно, одинаковые реакции рельсов. При вращении вокруг
полюса О точки контакта колёс с рельсами скользят по {рельсам в на-

Фиг. 58. Схемы загружения колёсной пары горизонтальными силами
при движении по кривой:

а—набегание гребня колеса на наружный рельс; б—набегание гребня колеса
на внутренний рельс; а—промежуточное положение колёсной пары в колее

правлении, перпендикулярном радиусам-векторам, проведённым из полюса
О к точкам контакта, вследствие чего между колёсами и рельсами возни-
кают силы трения, равные

Fmp = ^6p\Ly	(^4)

где — реакция рельса на колесо, равная приходящемуся на него
весу брутто вагона;

р.— коэффициент трения между колесом и рельсом.

При расчётах на прочность обычно принимают и = 0,2, а при расчётах
устойчивости колёсной пары в рельсовой колее р. = 0,25.

На фиг. 58, а показаны горизонтальные силы, действующие на колёс-
ную пару, в предположении, что гребень колеса набегает на наружный
рельс, на фиг. 58, б и в для двух других возможных её положений
в рельсовой колее.

Обозначим:

Уп — реакция рельса на гребень колеса, называемая направляющим
усилием;

У„—боковое давление на направляющий рельс;

Нрп—рамное усилие, равное сумме реакций связей рамы вагона или
тележки с шейками колёсной пары, направленных вдоль её оси;
Un — реакция связей рамы вагона или тележки с шейкой оси, пер-
пендикулярная последней;

Fnx, Fny — составляющие сил трения вдоль и поперёк оси пути соответст-
венно;

FnX = Fmp^<>-n, Fay=FmpCOSK„,	(75)

где угол ал ясен из чертежа (фиг. 58).

Fmp определяется по формуле (74).

Из условий равновесия колёсной пары (сумма проекций сил на её
ось и сумма их моментов) найдём

Hpn = Yn — 2Fny,	(76)

F <?

U'=2^	<77>

Боковое давление на направляющий рельс определяется с учётом
перераспределения вертикальных нагрузок на рельсы, вызываемого дей-
ствием боковых сил (фиг.

У п = Н рп + Fn
где

Fnp = (N6P-Np6-H^r

Здесь г—радиус колеса.

Вертикальную реакцию
боковых сил запишем в с.

Np6= Нк±

cosan.

(78)

(79)

рельса от действия
ледующем виде:

Нрн

Фиг. 59. Схема загружения
в вертикальной плоскости ко-
лёсной пары, движущейся в
кривой

(80)



где Нк — равнодействующая боковых сил вагона (центробежной и ветро-
вой нагрузки), приходящаяся на одну колёсную пару;

h — расстояние от оси колёсной пары до равнодействующей Нк\

s — расстояние между кругами катания.

Подставляя в формулы (78) и (79) выражения входящих в них вели-
чин и учитывая формулу (74), после преобразований получим:

YП = У П (1 — 4 и cos a„ ) — Fтр( 1 — 2[Л с os a„) cos а„ —
\	О	у	у	D	у

— Нкр— cos а	(81)

s п

(При расположении полюса поворота спереди по ходу оси в форму-
лах (75), (79) и (81) со5ал<0, так как 90° > ал <; 180°).

Если гребни колёс не набегают на рельсы, то в формулах (76) и (81)

Уп = °-

Аналогично составляются выражения для Нрп, Uп, Уп в случае набе-
гания гребня колеса на внутренний рельс.	_

Боковое давление Уп вызывает боковое отжатие рельса уп, величи-
на которого определяется по формуле

(82)

Г

где, кроме ранее обозначенных величин а, [3, p-i— коэффициенты, завися-
щие от типа рельсов и конструкции пути. Для средних условий состоя-
ния пути проф. К. П. Королёв рекомендует следующие значения коэффи-
циентов:

а = 0,000275, (3 = 1 000; Цх = О,15;

NH — вертикальная нагрузка на наружный рельс с учётом действия
боковых сил

HH = N6p + Np6+Hpn^.	(83)

Входящие в формулу (83) величины определяются формулами (72),
(74) и (76). _

Для учёта изменения расчётной кривизны пути под действием на
рельс бокового давления, влияния динамических воздействий от неров-

Фиг. 60. Схема хордовой установки в кривой и загружение тележки
горизонтальными силами

ностей пути в плане, колебаний вследствие упругой реакции рельса и
других причин проф. К. П. Королёв рекомендует вычисленное по фор-
муле (82) уп для первой по ходу тележки колёсной пары увеличивать
умножением на коэффициент

/г = I + 0,006 а,	(84)

где о—скорость движения в км/час.

Фиг. 61. Схема установки с наибольшим перекосом в кривой
и загружение тележки горизонтальными силами

Рассмотрим движение в плоскости кривого участка пути двухосной тележ-
ки, у которой конструкцию связей рамы с колёсными парами примем не допу-
скающей взаимного поворота и поперечного смещения (в направлении, перпен-
дикулярном оси пути) колёсных пар.

Возможны следующие установки тележки в рельсовой колее на кривом
участке пути:

1)	хордовая, когда гребни двух колёс прижаты к наружному рельсу (фиг. 60);
2)	наибольшего перекоса, когда гребень переднего колеса прижат к наруж-
ному рельсу, а гребень заднего колеса к внутреннему (фиг. 61);

3)	промежуточная, когда гребень только переднего внешнего колеса при-
жат к наружному рельсу (фиг. 62).

В силу принятых допущений относительно конструкции связи рамы с ко-
лёсными парами прямые, проходящие через середины колёсных пар и перпен-
дикулярные их осям, сольются в одну прямую и, следовательно, обе колёс-
ные пары вращаются вокруг общего полюса поворота О.

На фиг. 60,а, 61,а и 62,а рельсовая колея схематически изображена в виде
двух концентрических дуг с расстоянием между ними е, равным суммарному
зазору между рельсами и гребнями колёс, а тележка в виде отрезка прямой,
равной длине её базы. Там же схематически показаны боковые отжатия рель-
сов. Возможная установка тележки в кривой и положение полюса поворота

Фиг. 62. Схема промежуточной установки в кривой и загружение тележки
горизонтальными силами

зависят от сил трения между колёсами и рельсами, боковой нагрузки на
пятник (центробежной силы и давления ветра), от жёсткости рельсового пути
в горизонтальной плоскости, а также конструкции рамы тележки и её связей
с колёсными парами.

Составим уравнения равновесия тележки (при принятых допущениях об
её конструкции) для промежуточной установки в рельсовой колее (фиг. 62, б):
сумма проекций на ось у

сумма

где

2Fmp (cos 04 + cos a2) — У2 4- H = 0;
моментов относительно середины передней оси
/	S	S	\

2Fmp I 2/2 cos «1 — — sin “i — у sin аз I +	— 0>

cos 04 =

а — 12

- ; sin 04 =

cosa2 =

Ln -1— L4-

—	; sin 04 =

s2

-7- + (/2 + a)2

s
?+
4 т

s

(85)

(86)

(87)

с2

у + (4 + «)2

2

a — расстояние от середины базы до полюса поворота;

Fmp —см- формулу (74);

s — расстояние между кругами катания;

Н = 2НК = С + Нв—боковая нагрузка на пятник, равная сумме центро-
бежной силы вагона и давления ветра на кузов,
приходящихся на одну тележку.
Положение а полюса поворота и значение направляющего усилия У2
определяются из уравнений (85) и (86) путём подбора или по графикам
(фиг. 63).

На фиг. 63, а изображены кривые зависимости положения а полюса

Фиг. 63. Графики зависимости:

я	у,

а— положения а полюса поворота от отношения ——  и о—отношения ---—

4/,тр	4?тр

от положения а полюса поворота, для тележек с различными базами:

1 — 2 lt = 180 см, 2—2	= 210 см, 3—2 lt = 240 см, 4—2 /, = 270 см, 5-2 /, = 300 см.

у
отношения — от а для пяти различных баз тележек. По кривым
тр

фиг. 63, а для заданных /7, Fmp и 2/2 определяется положение а полюса
поворота и затем по найденной величине а по кривым фиг. 63, б для
У2
соответствующего значения 2/2 находится отношение -	, по которому

47* тр
определяется направляющее усилие У2.
Для значений базы тележки, находящихся в интервале 180<; 2/2<^300см
и не совпадающих с приведёнными на фиг. 63, величины а и У2 опреде-
ляются интерполяцией.

После определения а и У2 находятся составляющие сил трения, рамные
усилия и продольные реакции связей рамы тележки с шейками по вышепри-
ведённым формулам (75), (76), (77), (87) \

На фиг. 64 изображены схемы сил, передающихся на переднюю по ходу
колёсную пару при движении вагона по кривой, а также эпюры изгибающих

и крутящих моментов.

В рассматриваемом расчёте
предполагается, что при заданных
расчётных боковых горизонтальных
нагрузках положение тележки в
рельсовой колее на кривой является
промежуточным независимо от ско-
рости движения и радиуса кривой.
Определённые из такого расчёта
силы используются для оценки
прочности осей колёсных пар и
других элементов тележки.

При оценке устойчивости ко-
лёсной пары в рельсовой колее,
результаты этих расчётов являют-
ся применимыми для определения
бокового давления на направляю-
щий рельс и бокового отжатия
рельса в том случае, если при
заданных скорости движения и
радиусе кривой удовлетворяется
неравенство

У1 > у2,	(88)

где уг и у2 определяются соответ-
ственно по формулам (73) и (82);
[в формуле (73) принимается г

хг = а — /2 и х2 = а + /2, а в
формуле (82) — п = 2].

При отжатии наружного рельса
гребнем только переднего по ходу
колеса (фиг. 62, а) тележка пере-
мещается наружу кривой поступа-

Фиг. 64. Схемы сил, передающихся на колёс-
ную пару при движении вагона в кривой
(без учёта вертикальных нагрузок на шейки):

а—схема загружения в пространстве; б—схема за.
гружения и эпюра изгибающих моментов ММрт
в вертикальной плоскости; e-схема загружения в
горизонтальной плоскости и эпюры изгибающих
МгОр и крутящих МКр моментов

тельно на величину, равную этому

отжатию, до тех пор, пока не исчерпается зазор между гребнем заднего колеса
и наружным рельсом, т. е. пока будет удовлетворяться соотношение (88).
При набегании на наружный рельс гребней переднего и заднего колёс
(фиг. 60,а) вследствие различных боковых давлений гребней тележка переме-
щается наружу кривой поступательно на величину, равную полусумме боко-
вых отжатий рельса, производимых гребнями переднего и заднего колёс, и по-
ворачивается на угол, пропорциональный разности этих отжатий. Этой раз-
ностью боковых отжатий определяется установка тележки в кривой и положе-

ние полюса поворота из уравнения

а = У2L—Ух

R 212 ’

(89)

1 В формулах (75), (76), (77) и (87) индекс п принимается равным 1 пли 2 соот-
ветственно для задней или передней по ходу оси.
В уравнении (89) у± и у2 определяются по формуле (82) для n — i
и п=2 соответственно; при этом для определения yY принимается k = 1,
а для определения у2 & вычисляется по формуле (84).

Уравнения равновесия тележки в этом случае запишутся в следую-
щем виде (фиг. 60,6):

сумма моментов относительно середины оси передней колёсной пары

2F
тр

S	S

[2/2 cos «1 + у sin 04 4- sin а2

+ 2/2У! — Н12 -- 0;

(90)

сумма моментов относительно середины оси задней колёсной пары

2Fmf (2/2cosa24-ySina2 + ySinaJ—2/5У2 + ///2 = 0.	(91)

В уравнениях (90) и (91) обычно принимается Н=С [см. формулу (48)].
Если при этом необходимо учесть и боковую нагрузку от давления
ветра, то последняя определяется по формуле (50) и добавляется к вычис-
ленной по формуле (48).

Решение уравнений (89), (90) и (91) в общем виде невозможно. Для
частных случаев их решение находится путём подбора; задаваясь значе-
ниями а, определяют соответствующие им значения Yn (п=1;2) из урав-
нений (90) и (91), затем по формулам (81) и (82) определяются Yn и
уп и последние подставляются в уравнение (89). Такими последователь-
ными попытками определяется значение а, удовлетворяющее уравне-
нию (89). После этого значение бокового давления и отжатия определяется
по формулам (81) и (82).

Изложенный метод определения сил, действующих на колёсную пару
при движении вагона в кривых участках пути, основывается на больших теоре-
тических и экспериментальных исследованиях проф. К. П. Королёва. В этом
методе принимается, что полюс поворота колёсной пары всегда располагается
на перпендикуляре, проходящем через середину оси колёсной пары, поверх-
ности катания колёс цилиндрические, загружение колёсной пары симметричное
(за исключением выражения для определения бокового отжатия рельса).

Эти допущения, как показали исследования проф. К. П. Королёва, зна-
чительно упрощая процесс расчёта, позволяют получать результаты, хорошо
согласующиеся с экспериментом.

В рассмотренной задаче конструкция связей колёсных пар с рамой тележ-
ки принималась жёсткой, не допускающей взаимного поворота и относитель-
ного параллельного смещения колёсных пар. При иных конструкциях этих
связей (шарнирных, упругих и др.) принцип составления уравнений сохраняет-
ся, но вид их и результаты решения получаются другими.

Тормозная сила вагона определяется из выражения

T3\=P6pfT,	(92)

где Рбр — вес брутто вагона;

fT—коэффициент, представляющий удельную тормозную силу (на
единицу веса вагона).

Как указывалось в главе IV, тормозные силы, обусловленные трением
между колодками и колесом, замедляют вращение колеса. Тормозная
сила, а следовательно, и коэффициент fT увеличиваются с уменьшением
скорости вращения колеса. При расчётах вагонных осей fT принимается
равным 0,2.

Тормозная сила и соответствующая ей сила инерции образуют пару,
увеличивающую вертикальную нагрузку на рельсы передних по ходу
колёсных пар.
Эта дополнительная вертикальная нагрузка для тележечного вагона
находится из выражения

= й-„‘ = -2^- ’	<93>

где h± — расстояние от центра тяжести вагона до плоскости головок рель-
сов (см. табл. 8);

2/3—база вагона;

п — число осей в тележке (для двухосного вагона n= 1);

NT—дополнительная вертикальная нагрузка на рельс от одного
колеса.

Силы NT передаются на шейки оси.

На шейки колёсных пар, кроме сил NT, передаются усилия от рычаж-
ной передачи тормоза, от подвесок тормозных колодок и нажатие от
триангеля.

При нажатии колодок, расположенных с двух противоположных
сторон колеса, дополнительные силы, передающиеся на ось, невелики.

Фиг. 65. Схема сил, действующих
на тележку при одностороннем тор-
можении

Фиг. 66. Схемы сил, действующих на
колёса при одностороннем торможении:

а—задняя колёсная пара тележки, б—перед-
няя колёсная пара тележки

Определение этих сил обычно производится только при одностороннем
нажатии колодок на колесо (такая конструкция рычажной передачи тор-
моза распространена в двухосных тележках грузовых вагонов).

На фиг. 65 показана схема сил, действующих при одностороннем
торможении на тележку в целом, а на фиг. 66 — на колёса передней и
задней колёсных пар при одностороннем торможении.

На фиг. 66 действие отброшенных боковин тележки и рычажной пере-
дачи заменяется силами:

Р1х, Ръх, Р12, Р^2 — соответственно горизонтальными и вертикальными
реакциями на шейки;

Sj и S2 — реакциями подвесок башмаков тормозных колодок;
Qr—давлением триангеля на колодку.

Из условия равновесия (сумма моментов всех сил относительно центра
правого колеса) находим (фиг. 65)

2Nt = 2 (N6p + NT)~ UlS^+J^i1L 	(94)

из условия равновесия (сумма моментов; всех сил относительно центра
левого колеса) определяем

2NZ = 2 (N6p + NT) + —»	(95)

где Nep — статическое давление колеса на рельс;

г—радиус колеса;

2/а—база тележки.
Из уравнений равновесия (сумма моментов всех сил относительно
центра колеса) находим реакции подвесок (фиг. 66):

<?т (г+ Qi)sina +fTNir
(г + aj cos (a — р)
QT (r + aQsina —frAf2r
(r+ ax) cos (a— p)

(96)

Углы a и p, а также расстояние ax ясны
из фиг. 66.

Из уравнений проекций сил на горизон-
тальную и вертикальную оси находим реак-
ции боковин тележек на шейки оси:

Р1д. =fr \ Ni-2 J +	—Sxsinp

Р2Х — —fr (^2------+ Qr — S2 sin p

(97)



Фиг/67. Схемы сил, действу-
ющих на переднюю ось двух-
осной тележки грузового ва-
гона при торможении, и эпюры
изгибающих моментов:

=	— y + cos?

P 2г — AZ 2	+ *$2 c°s P

a—в вертикальной плоскости; б—в	т-»	л	»

(горизонтальной плоскости	В этих формулах q — собственный вес

колёсной пары.

Вертикальные реакции Р12 и Р2г включают вес брутто вагона Р6рш,
приходящийся на шейку колёсной пары. Для получения реакций, вызы-
ваемых только торможением, этот вес следует исключить.

На фиг. 67 изображены схемы сил, действующих на переднюю по
ходу ось двухосной тележки грузового вагона, и эпюры изгибающих

моментов от них.

При торможении вагона башмаком или вагонозамедлителем во время манёвров
также возникают горизонтальные и дополнительные вертикальные нагрузки на шейки
оси от сил инерции.

Колёсные пары цистерн испытывают дополнительные вертикальные нагрузки,
вызываемые гидравлическим ударом жидкости в днище котла. Сила гидравлического
удара вместе с реакцией автосцепки или буферов образует пару сил1, которая пере-
гружает передние (по направлению удара) оси и разгружает задние.

Величина дополнительных вертикальных нагрузок на шейки оси] четырёхосной
цистерны определится из выражения

. pFh

Рд=-2-2Га,	(98)

а для оси двухосной цистерны

p’-PFhi

“ 2ZX <•

(99)

где р — давление на днище котла при гидравлическом ударе (принимаемое равным
1,5 — 2 кг/см2)',

F — площадь вертикальной проекции днища, перпендикулярной продольной оси
котла;

h — расстояние от продольной оси котла до оси автосцепки или буферов;

2/3 и 2/j—база четырёхосной и двухосной цистерн соответственно.

При напрессовке колеса на ось между ступицей колеса и под-
ступичной частью оси возникает давление.

1 Величина пары сил, образующихся при наезде цистерны на тормозной башмак

или горочный замедлитель, меньше, чем в рассматриваемом случае.
Величина давления на подступичную часть оси от напрессовки центра
колеса без бандажа определяется следующей формулой1:

Р' =

До

г 2	И2

Clem	и-пч

dem — drm

(100)

П0

при Eq = Ец после преобразований получаем

п' __ До £р

(101)

где 'До— разность в диаметрах оси и ступицы перед напрессовкой (натяг);

Ео—модуль упругости материала оси;

Ец — модуль упругости материала ступицы колеса;

dn4— диаметр подступичной части оси;

dcm — наружный диаметр ступицы;

[1—коэффициент Пуансона.

При надетом на центр бандаже давление ступицы на ось увеличи-
вается и составляет

// _ Др ^0 1   (^пч\2 I Др^ц^с^ фд

Р	2dn4[	\dj П 2r,dcmlcmlc' 1 + ?/

(Ю2)

где До — разница в диаметрах центра и бандажа перед напрессовкой;

1ст— Длина ступицы;

определяется по формуле (64), там же указаны остальные
обозначения, входящие в формулу (102).

Следует отметить, что давление р' и р" неравномерны по длине сту-
пицы и концентрируются около её краёв. Формулами (100) — (102) опре-
деляются средние по длине значения давлений.

Для приближённого определения величины усилия, необходимого для
напрессовки колеса на ось, можно воспользоваться формулой

Рнапп = P^dn4 ^ст Н»	• (103)

где р соответствует р' или р" (в зависимости от напрессовки колеса
без бандажа или с бандажом);

|х — козс}фициент трения (р-= 0,660-4-0,085);

и 1ст имеют прежнее значение.

Динамические нагрузки от необрессоренных
масс вагона ещё недостаточно изучены. Данные о них очень ограничены,
и потому пока представляется возможным оценить только приблизительный
порядок их величины. Кроме того, эти нагрузки возникают и исчезают в те-
чение коротких промежутков времени и, следовательно, являются многократ-
но ударными. Как известно, напряжённое состояние конструкций и прочность
материала при многократно ударных нагрузках исследованы недостаточно.

Имеющиеся экспериментальные данные показывают, что при скоростях
движения до 90 км/час на буксе тележки наблюдаются ускорения, изменения
которых происходят в широком диапазоне частот (от 40 до 260 гц и выше),
а максимальные значения достигают 12 g при низких частотах и 16 g при вы-
соких частотах (g— ускорение силы тяжести). Величина ускорений зависит
от положения несбрессоренных частей и различна для их отдельных элементов.
Так, вертикальные ускорения в средней части литой боковины тележки гру-
зового вагона в 1,3—2 раза меньше ускорений, одновременно измеренных на
буксе.

1 А. А. Попов. Исследование прочности вагонных осей, Трансжелдориздат, 1934.

7 Вагоны
Опыты показывают, что при прочих равных условиях в необрессоренных
частях вагонов ускорения увеличиваются:

а)	с возрастанием скорости движения;

б)	с увеличением веса обрессоренных частей;

в)	с увеличением жёсткости рессорного подвешивания.

При соударении незаторможенных вагонов на шейки колёсных пар пере-
даются значительные горизонтальные (продольные) силы. Так, например, при
испытании на соударение двухосного вагона после нескольких ударов его
о группу вагонов со скоростью 10 км/час на ударяемом вагоне разбивались
буксы и срезались болты буксовых лап.

Ограничение роста величины динамических нагрузок от необрессоренных
частей при увеличении скоростей движения должно производиться в первую
очередь улучшением содержания пути и поверхностей катания колёс.

В заключение отметим, что вследствие вращения оси все приложенные
силы оказывают на неё действие, подобное знакопеременной нагрузке. Исклю-
чение составляет давление от ступицы колеса, получающееся в результате на-
прессовки колеса. Давление от ступицы колеса на ось, получающееся от мо-
ментов сил, действующих на гребень, также переменно во времени и к тому
же неравномерно по длине ступицы.

9.	НАПРЯЖЁННОЕ СОСТОЯНИЕ ОСП

Как следует из характера действующих сил, ось испытывает все виды де-
формаций: растяжение, сжатие, изгиб и кручение. Наиболее важными явля-
ются деформации изгиба, а для подступичной части и поперечное сжатие.

Нормальные напряжения от изгиба во всех сечениях оси, за исключением
подступичных частей, небольших участков около краёв ступиц и в галтелях
шейки, могут быть определены по формуле

М

(104)

где М — изгибающий момент в расчётном сечении;

W — момент сопротивления расчётного сечения.

В переходных галтелях происходит концентрация напряжении
(фиг. 68).

Отношение максимальных напряжений к номинальным, т. е. вычислен-
ным по формуле (104) в сечении у начала галтели, называют коэффи-
циентом концентрации напряжений и обозначают ак.

Величина коэффициента концентрации повышается с увеличением отно-
D	р

шения и с уменьшением отношения — -, где D, d и р обозначены на

фиг. 68. Так, например, при = 1,1 и = 0,15 ак = 1,25; при том же
отношении и -^- = 0,07, аЛ=1,56.

d d

Из этого видно, как важно увеличивать радиус галтели для уменьшения
напряжений у основания шейки и предподступичной части оси.

Концентрация напряжений появляется также в сечениях по клеймам на
средней части оси, так как выбитая на поверхности оси цифра представляет
местное изменение формы поперечного сечения.

Выше отмечалось, что давление ступицы колеса на подступичную часть
оси распределяется неравномерно вдоль ступицы. Под действием этого дав-
ления в подступичной части оси возникают равные ему радиальные сжимающие
напряжения, а также сжимающие напряжения в продольном сечении оси.

На фиг. 69 показана кривая 1 изменения направленных вдоль оси главных
нормальных напряжений в подступичной части, возникающих от давления
напрессованной ступицы колеса и изгиба оси, и кривая 2 частот появления
трещин в различных сечениях подступичной части оси. Эти кривые получены
И. В. Наумовым и В. Н. Гудковым на основе эксперимента (кривая 1) и в ре-
зультате обработки статистиче-

ских данных о появлении тре-
щин в осях III типа (кривая 2).
Кривые напряжений и распреде-
ления частот появления трещин
вдоль подступичной части хоро-
шо согласуются между собой.

Из приведённых данных
видно, что большее количество
трещин в осях III типа появ-
ляется в небольшом расстоянии
от внутреннего края ступицы
(около 15 мм), а не по самому
краю.



'000-

500-

Фиг. 68. Концентрация напря-
жений в галтелях

0	0 15 35 55 75 35115 135155175195 215

________________

Расстояние от
Ьнутреннеи кром-
ки. ступицы 6 мм

Фиг. 69. Кривые изменений нормальных напря-
жений и частот появления трещин в подступич-
*	ной части оси

В осях I и II типов максимум частот появления трещин практически сов-
падает с краем ступицы. Разное положение максимумов частот появления тре-
щин в осях III типа и I и II типов объясняют меньшим отношением жёст-
кости Ъа изгиб ступицы к жёсткости на изгиб подступичной части у осей III
типа, чем у осей I и II типов, т. е. большим защемлением осей I и II краями сту-
пицы колеса.

10.	ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ ОЦЕНКИ ПРОЧНОСТИ ОСП

Практика и расчёт показывают, что наиболее опасными являются следую-
щие сечения оси: а) у задней галтели шейки, особенно изношенной или имею-
щей малый радиус галтели, б) около внутренней грани ступицы и в) в средней
части — в сечениях по клеймам, особенно по цифрам 1, 4, 7, расположенным
перпендикулярно продольным волокнам оси.

На фиг. 70, а показан вид поверхности излома оси в сечении у задней гал-
тели шейки, а на фиг. 70,6 — по сечению в средней части, проходящему через
цифру 1 клейма. Эти изломы типичны для разрушения от усталости материала
при знакопеременных напряжениях. Разрушение начинается с небольшой тре-
щины на поверхности оси с последующим прогрессивным развитием этой тре-
щины и заканчивается хрупким изломом.

В шейке оси, кроме изломов от усталости материала, связанных с концент-
рацией напряжений, наблюдаются разрушения, происходящие вследствие дей-
ствия расплавленного баббита на поверхностные слои металла шейки (ис-
следования Л. И. Козийчук). При нагревании и выплавлении подшипника
расплавленный баббит проникает в мельчайшие щели между зёрнами металла
растянутых волокон шейки и раздвигает эти щели до размеров трещин.

У шеек, подвергавшихся нагреванию длительное время, наблюдается
сужение поперечного сечения у места излома, образующегося под действием
высокой температуры и давления (фиг. 71). У места излома наблюдаются силь-
но разветвлённые кольцевые трещины (фиг. 72, а). Металлографические иссле-
дования под микроскопом показывают, что баббит проникает в тонкие части
трещины, а также образует прожилки между зёрнами металла вблизи трещин
(фиг. 72, б).

У шеек, подвергавшихся кратковременному действию расплавленного
баббита, на поверхности трения могут образоваться трещины, которые^не

Фиг* 7(^ Поверхности излома оси:

а—по задней галтели шейки; б—по клейму в средней части оси

обнаруживаются простым глазом и выявляются только дефектоскопом. Такие
трещины служат началом дальнейшего разрушения от усталости. Поэтому
всякую шейку оси, на которой произошло хотя бы и кратковременное под-
плавление подшипника, следует подвергать внеочередной проверке дефекто-
скопом.

Перечисленные опасные сечения осей проходят через места концентрации
напряжений, поэтому; для предупреждения преждевременного разрушения
оси от усталости металла прини-
маются конструктивные и техно-
логические меры. Так, например,
ГОСТ 4008-48 предусмотрена горя-
чая постановка клейм на обтачи-
ваемую часть оси, а не на необ-
рабатываемую среднюю, как это
делалось ранее.

Анализ статистических данных
о сроке службы оси до образова-
ния первых трещин, проводившийся
А. И. Скаковым и 3. В. Калашни-
ковой, а также И. В. Наумовым и

Фиг. 71. Шейка оси, отломавшаяся после И. Гудковым, показал, ЧТО ДЛЯ
длительного нагрева	различных типов осей (в зависи-

мости от конструкции колеса, типа
•	вагона и ряда условий эксплуата-

ции) имеются характерные интервалы пробегов, в которых появляется наи-
большее количество трещин. Так, например, наибольшее число осей с трещи-
нами в подступичной части соответствует интервалу пробега, приведённому
к количеству оборотов оси, в пределах 200—300 млн. оборотов. Наряду
с этим имеется значительное количество осей, у которых трещины появляются
после большего количества оборотов (400 млн. и более). Приведённые количе-
ства оборотов до появления трещин в оси показывают, что явления усталости
в материале оси наступают после очень большого числа повторений нагрузок,
а также, что для определённых условий формирования колёсных пар и их
эксплуатации оси имеют ограниченный предел усталости.
Согласно статистическим исследованиям А. И. Скакова и 3. В. Калаш-
никовой срок службы осей до появления трещин увеличивается:

а)	с повышением содержания углерода;

б)	с уменьшением содержания марганца;

в)	с увеличением содержания серы (в пределах от 0,010 до 0,045%);

г)	с повышением предела прочности;

д)	с увеличением ударной вязкости;

е)	с уменьшением относительного удлинения.

В § 2 гл. IV перечислены основные конструктивные, технологические
и эксплуатационные причины, изменяющие предел усталости детали конст-
рукции.

На фиг. 73 показаны кривые зависимости коэффициента снижения предела
усталости (масштабного фактора е) от диаметра детали (оси) при изгибе и кру-
чении. Из рассмотрения кривых следует, что с увеличением диаметра оси пре-

Фиг. 72. Излом шейки после длительного нагрева:
а—вид поверхности излома; б—сетка баббитовых прожилок около трещины

дел'усталости уменьшается. С увеличением степени концентрации напряжений
предел усталости убывает интенсивнее, однако для углеродистой стали при
умеренном коэффициенте концентрации (кривая 2), начиная примерное диамет-
ра 120 мм, предел усталости остаётся постоянным (около 0,58). Для высоко-
прочных легированных сталей (ств = 100-? 120 кг/мм2) предел усталости с уве-
личением диаметра уменьшается более интенсивно, чем для сталей обычной
прочности.

Указанные выше коэффициенты концентрации напряжений а* называют-
ся обычно теоретическими и справедливы для деталей, выполненных из аб-
солютно упругого материала.

Отношение предела усталости гладкого образца к пределу усталости об-
разца из того же материала и такого же диаметра, но имеющего концентрацию
напряжений, называется эффективным коэффициентом кон-
центрации напряжений. Эффективный коэффициент концентра-
ции напряжений обычно меньше теоретического коэффициента концентрации
вследствие смягчающего действия пластических деформаций.

Ниже приводятся данные, посредством которых можно определить при-
ближённые значения эффективных коэффициентов концентрации и пределов
усталости оси, если отсутствуют непосредственные экспериментальные зна-
чения этих величин.

Приближённое значение предела усталости оси <5эк в сечениях у мест
концентрации напряжений определяется по формуле

°дк = £ едк>	(Юб)
где o_j—предел усталости материала оси, определённый для гладкого
лабораторного образца диаметром 10 мм; для обычно применяемой
углеродистой стали a_i = 24 4- 26 кг/мм2\

ke—эффективный коэффициент концентрации при изгибе лаборатор-
ного образца материала оси диаметром 10 мм с таким же кон-
центратором напряжений, как и в самой оси;

едк— масштабный фактор для диаметра расчётного сечения оси, кото-
рый определяется в зависимости от предела прочности материала
оси и значения ;

Фиг. 73. Кривые зависимости масштаб-
ного фактора от диаметоа детали (оси):
/—детали из углеродистой стали мест
концентрации напряжений; 2—детали из уг-
леродистой стали с местами умеренной кон-
центрации напряжений (k < 2) и из легиро
ванной стали без мест концентрации напря-
жений; 2—детали из углеродистой и легиро-
ванной стали с местами значительной кон-
центрации напряжений (Л > 2)

Фиг. 74. Кривые зависимости
эффективного коэффициента кон-

Р

центрации от -j- и предела

прочности
D

Т = 2 и

стали

d = 30 мм

Для обычно применяемой осевой Гстали^при k3 < 2
по кривой 2, а при Ао>2 — по кривойл5^(фиг. 73).

е.дк определяется

Фиг. 75. Кривая зависимости
поправочного коэффициента (к
данным фиг. 74) для определения
эффекти вного коэффициента’кон-
центрации у галтели при изгибе

D
в зависимости ° т

Фиг. 76. Ось с напрес-
сованной втулкой под
действием поперечной
силы; значения (6ff)0
см. на фиг. 77

На фиг. 74 изображены кривые изменения эффективного коэффициента
концентрации (£3 )0 при изгибе для ступенчатого вала (D = 60 мм,
р
d = 30 мм) с галт елью (см. фиг. 68) в зависимости от отношения
и предела прочности материала ад .
Для ступенчатого вала с меньшим диаметром d = 10 мм и для
^-=#2 эффективный коэффициент концентрации определяется по формуле
k, ={ 1 4- va [(Mo- 1]}	(Ю6>

ео
где — поправочный коэффициент, определяемый по кривой (фиг. 75);
(ka)0— эффективный коэффициент концентрации, определяемый по кри-
вым (фиг. 74);

е0 — масштабный фактор для гладкого образца d = 30 мм, опреде-
ляемый по кривым 1 или 2 в зависимости от предела прочности
стали (фиг. 73);

гОк—масштабный фактор для образца d = 30 мм с галтелью, опре-
деляемый по кривым 2 или 3 (фиг. 73) в зависимости от пре-
дела прочности стали и значения (k,)0. Для обычно применяемой
осевой стали при (k„ )0<2 еок определяется по кривой 2, а при
(Л,)о >2 — по кривой 3.

Фиг. 77. График зависимости
эффективного коэффициента
концентрации от отношения
длины напрессованной втулки
к диаметру оси

b-(H2)d

Фиг. 78. Ось с напрес-
сованной втулкой под
действием поперечной'
силы и изгибающего мо-
мента



При вычислении k„ для последующего определения 'дк шейки значе-
ния va находят для = ^, а значения (Ла)0—для -4 = -^—> где d„„—диа-
d dw	d dUi

метр предпоступичной части, dm—диаметр шейки, рш — радиус задней
галтели шейки.

На фиг. 76—79 приведены данные об эффективных коэффициентах
концентрации напряжений (£а)0 для оси диаметром 50 мм из стали с пре-
делом прочности 50 кг/мм2 с напрессованными втулками различной кон-
струкции (при относительном натяге, равном 0,001 — 0,002).

Относительное изменение т) эффективного коэффициента концентрации
в зависимости от предела прочности материала оси показано на фиг. 80,
на которой величина эффективного коэффицента концентрации для стали
с пределом прочности 50 кг/мм* принята за единицу.

Для оси диаметром 10 мм с напрессованной втулкой эффективный
коэффициент концентрации приближённо определяется по формуле

k, = (k,)^,	(107)

£0

где (ka)0 — эффективный коэффициент концентрации, определяемый подан-
ным фиг. 76—79;

т)—относительное изменение эффективного коэффициента концент-
рации (фиг. 80);

е0—масштабный фактор для гладкого образца d = 50 мм, опреде-
ляемый по кривой 1 или 2 в зависимости от предела прочности
стали (фиг. 73);
®одс — масштабный фактор для образца d = 50 мм с напрессованной
втулкой, определяемый по кривой 2 или 3 в зависимости от
предела прочности, стали и значения (Ла)от] (фиг. 73). Для
обычно применяемой осевой стали e0/c определяется при (fe3)0 т) <2
по кривой 2, а для (&3)0>]>2 — по кривой 3.

*Фиг. 79. Эффективные коэффициенты концентрации оси при различных конструкциях
напрессованной втулки:

а~при наличии закруглений на втулке; б—при наличии разгружающих выточек на втулке; в—при
конусности и разгружающих выточках на втулке; а—при утолщении оси в месте напрессовки втулки

С увеличением твёрдости материала напрессованной втулки, а также с уве-
личением её давления на ось эффективный коэффициент концентрации повы-
шается.

Влияние состояния поверхности на
изменение предела усталости образца в за-
висимости от предела прочности материала
показано на фиг. 81.

Фиг. 80. График отно-
сительного изменения

эффективного коэффи-
циента концентрации
оси с напрессованной

втулкой от предела
прочности материала оси

К понижению предела усталости при-
водят также дефекты на поверхности оси
технологического и эксплуатационного

характера— вмятины, вырубки (особенно
поперечные), царапины на поверхности
оси от тормозных тяг и др. Предел усталости оси повышается
поверхности шейки и подступичной части накаткой1.

Фиг. 81. Кривые зависимости
относительного изменения пре-

дела усталости от предела
прочности материала и состоя-
ния поверхности:

1	— полированная	поверхность;

2	— шлифованная	поверхность;

грубо обработанная поверхность;

4—поверхность с насечкой; 5—про-
катанная поверхность; б—поверх-
ность, корродированная в воде;

7—поверхность, корродированная
в морской воде

шейки, потёртости в средней части
при обработке

1 По исследованиям МЭМИИТ (проф. Н. П. Зобнина), при правильно подобранном
режиме накатки, соответствующем применяемой для оси стали, и при последующей
обточке оси на глубину 0,1—0,5 мм возможно увеличение предела усталости подсту-
пичной части оси приблизительно на 50% и значительное повышение её долговечности
(см. Труды семинара по качеству поверхности. Сборник II. Изд. Академии наук
СССР, 1953.)
Приближённое значение предела усталости оси в средней части опреде-
ляется по формуле

одл = о_|гле,	(108)

где о-1—предел усталости материала оси, определённый для гладкого
лабораторного образца диаметром 10 мм\

•л — коэффициент снижения предела усталости в зависимости от
состояния поверхности и предела прочности осевой стали
(фиг. 81);

е— масштабный фактор, определяемый по кривой 1 или 2 в зависи-
мости от предела прочности оси (фиг. 73). Для обычно приме-
няемой осевой стали е определяется по кривой 1.

11.	УТОЧНЁННЫЙ МЕТОД РАСЧЁТА ОСИ

Расчётная нагрузка принимается в виде суммы нагрузок — вертикаль-
ных, статической и динамической, боковых, от сил взаимодействия с рельсами,

от сил, возникающих при торможении.

Эпюры изгибающих и крутящих мо-
ментов от расчётной нагрузки изображены
на фиг. 82 и представляют собой сумму
эпюр по фиг. 55, 56, 64 и 67, причём вер-
тикальная динамическая нагрузка учиты-
вается умножением статической нагрузки
на коэффициент динамической добавки kd •
В такой расчётной нагрузке неточностью
является совместный учёт путём простого
сложения сил, возникающих при тормо-
жении и при движении вагона по кривой.
При подобном сложении получается, что
силы трения между колесом и рельсом
больше, чем действительно возможные,
равные произведению коэффициента тре-
ния на давление колёс на рельсы. Расчёты
и опыт показывают, что направляющее
усилие при учёте сил тяги и торможения
уменьшается.

Изгибающий момент в вертикальной
плоскости в сечении шейки около начала
задней галтели определится из выражения

Мш.= РШ4/ш + Яр,ф, (109)

где /ш — расстояние от середины шейки
до начала её задней галтели;

— диаметр шейки;

P2z^t
б) |



Фиг. 82. Схемы загружения перед-
ней по ходу оси колёсной пары те-
лежки:

а—-загружение и эпюра изгибающих мо-
ментов Мверт в вертикальной плоскости;
б—загружение горизонтальными силами и
эпюра изгибающих моментов Меор в
горизонтальной плоскости; а—эпюра кру-
тящих моментов

РuiA — Рбрш kd + Рш.6 + Р 2z>	(110)

здесь Рбрш — статическая нагрузка на шейку от веса вагона брутто.
Остальные величины определяются формулами (71), (76) и (97).
В формуле (109) последний член приближённо учитывает момент
силы Нр2, передающейся на буртик шейки оси с подшипником скольже-
ния (см. также пунктирную лилию на эпюре моментов, фиг. 82).

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости в том же сечении
шейки равен

Мшг = (Р2х — и2) 1Ш,	(111)

где ий и Pix определяются формулами (77) и (97) соответственно.
Результирующий изгибающий момент в сечении шейки у начала зад-
ней галтели равен

МШ=У	(Н2)

где Мшл и Мшг определяются формулами (109) и (111).

Изгибающий момент в вертикальной плоскости в подступичной части
оси у внутренней грани ступицы равен

Мпчв = Ршл 1пч - N'H Q + Y2 г,	(113)

где реакция рельса

= Nh + Р 2Z + Рбрш kd\	(114)

здесь, кроме ранее обозначенных величин:

1пч—расстояние от середины шейки до внутренней грани ступицы;

1пч—расстояние от плоскости круга катания до внутренней грани
ступицы;

г—радиус колеса;

P2z, NHf Y2 определяются формулами (97), (83) и (78) соответственно.

Выражение изгибающего момента в горизонтальной плоскости в под-
ступичной части оси у внутренней грани ступицы имеет вид

Мпчв = (Р2х — Ut) l'n„ — (Р2х - F2x) 1'пч,	(115)

где F2x определяется формулой (75).

Результирующий изгибающий момент в подступичной части у внут-
ренней грани ступицы находится из выражения

Мпч = Мпчв +	(116)

где Мпчв и Мпчг"определяются формулами (ИЗ) и (115).

Крутящий момент в этом же сечении подступичной части равен

MK = F2xr.	(117)

Изгибающие моменты в среднем сечении оси находятся из выра*
жений:

в вертикальной плоскости

Mce = Puxb2-N'H-^l+Y;r,	(118)

в горизонтальной плоскости

Мсг = (Р2х-и2)Ь2-(Р2х-Р2х) у,	(119)

где, кроме ранее обозначенных величин,

2&2 — расстояние между серединами шеек;

s—расстояние между кругами катания.

Результирующий изгибающий момент, учитывая формулы (118) и
(119), равен

мс = У м2св +м2сг.	(120)

Крутящий момент в среднем сечении определяется по формуле (117).

Номинальные напряжения в оси (без учёта концентрации напряже-
ний) находятся из выражений:
для шейки

		 Мш	.	(121)
для подступичной части: нормальные	„ -м".  ПЧ ~ ’	(122)
касательные	т - Jk- n4~wQm'	(123)
для средней части: нормальные	_М, °с we'	(124)
касательные	_мк	(125)
В формулах (121) —	(125) обозначено:	

°дк

Wn4, Wc— моменты сопротивления изгибу сечений шейки, под-
ступичной и средней частей оси соответственно;

1Гоп«, Wqc — моменты сопротивления кручению сечений подступич-
ной и средней частей оси соответственно;

Ftu — площаДь поперечного сечения шейки.

Запас прочности п по отношению к пределу усталости для шейки
оси определяется по формуле

(126)

где Одк определяется по формулам (105) и (106);
определяется по формуле (121).

Если значения касательных напряжений от кручения в подступичной
и средней частях оси малы по сравнению с соответствующими нормаль-
ными напряжениями, запас прочности в этих частях оси определяется
также по формуле (126). В этом случае для подступичной части
<тдк определяется по формулам (105) и (107), <тн = опч — по форму-
ле (122), а для средней части — по формуле (108), он = ос по форму-
ле (124).

При относительно больших значениях касательных напряжений от
кручения запас прочности п в подступичной и средней частях оси опреде-
ляется по формуле

где



вдк и <5Н определяются как указано выше;

определяется по формуле (123) для подступичной части оси и по
формуле (125) для средней части оси;

^дк— предел усталости оси при кручении, приближённо принимается
равным 0,6
Ввиду того, что некоторые величины, входящие в изложенный расчёт,
оцениваются пока ещё недостаточно точно, назначение запасов прочности
для вновь проектируемых осей производится обычно с учётом данных о запа-
сах прочности в существующих, успешно эксплуатирующихся осях.

В изложенном расчёте рассматривается передняя по ходу ось те-
лежечного вагона. Аналогичным способом выполняется расчёт и задней
оси, в отдельных сечениях которой могут образоваться более невыгод-
ные комбинации напряжений.

Ниже приводятся применяемые в практике упрощённые методы
расчёта осей.

12.	РАСЧЁТ ОСИ ПО МЕТОДУ МПС

Расчёт по этому методу производится только от вертикальной ста-
тической нагрузки (см. фиг. 55).

Обозначим:

Т — тара вагона в кг;

Р— полезная нагрузка вагона в кг;

п — число колёсных пар вагона;

q — условный вес одной колёсной пары, принимаемый при расчё-
тах равным 1 200 кг.

Тогда для большинства вагонов, у которых все оси нагружены оди-
наково, получим статическую нагрузку на одну ось, равную

(128)

У трёхосных вагонов на каждую^из крайних осей приходится на
25°/0 больше нагрузки, чем на среднюю ось, что обусловливается поста-
новкой у крайних осей более жёстких рессор, чем у средней оси. В та-
ком случае при определении нагрузки на крайнюю ось принимают п = 2,8
(вместо п = 3 при одинаковой нагрузке осей).

Нагрузка одной шейки составляет РбрШ =	•

Уравнение прочности шейки на изгиб у задней галтели имеет вид

^0 бр ____ rj7 п

2	*2 --- WIU*\U19

ИЛИ

Ро бр >	itd® _ '

4	“	32 *ш'

отсюдаУнаименьший диаметр шейки
d —if & бр	(19<п

““У	’	{129)

где dM и 1Ш — соответственно диаметр и длина шейки в см;

Яш — допускаемые напряжения изгиба шейки в кг/см*.

Для подступичной части оси изгибающий tмомент равен *

Р0 бр !

а уравнение прочности на изгиб

PQ бр J ____ К(1пч &

2
отсюда наименьший диаметр dn4 подступичной части равен

d

пч

16 р0 бр 1пч
^Rn4

(130)

где dn*—диаметр подступичной части оси в см;

1пч— расстояние от середины шейки до круга катания колеса в см;

Rn4— допускаемые напряжения изгиба подступичной части оси
в кг!см2.

Допускаемые напряжения на и
части Япч приведены в табл. 14.

Из этой таблицы видно, что у
вагонов, обращающихся в пассажир-
ских поездах, напряжения в осях
допускаются меньше, чем в грузовых
поездах. Это вызвано повышенными
требованиями к безопасности пере-
возки людей, а также большими ско-
ростями движения пассажирских по-
ездов, вследствие чего такие оси
подвергаются увеличенным динамиче-
ским нагрузкам. Допускаемые на-
пряжения в подступичной части при-
нимаются меньшие, чем в шейке, для

16 в шейке Rui и в подступичной

Таблица 14

Допускаемые напряжения при расчёте
осей по методу МПС

Наименование поезда, в котором обращается вагон	Допускаемые напря. жения в кг]см*	
	осевой шейки	подступич- ной части
Пассажирский . . .	550	440
Грузовой 		700	560

обеспечения прочности от не учитываемых этим методом нагрузок, дейст-
вующих на подступичную часть оси.

Подставляя эти значения напряжений в формулы (129) и (130) и вынося
постоянные величины за знак корня, получим следующие расчётные формулы
(табл. 15).

Таблица 15

Расчётные формулы для определения диаметров оси по методу МПС

Поезд, в котором обращается вагон	Название части оси	Формула, определяющая наименьший диаметр
Пассажирский 		Шейка	=0,167^ Робр1ш
> 			Подступичная часть	dпЧ—^ ,228|Л Р^бр^пч
Грузовой 		Шейка	^uz=0,154|/ Ро бр1щ
> 		Подступичная часть	^лч=0,209}/^ Ро бр!пч

§ 13. РАСЧЁТ ОСИ ПО МЕТОДУ ЦНИИ и НИБ

На основании теоретического исследования прочности осей и изуче-
ния данных о их эксплуатации ЦНИИ и НИБ рекомендуется метод,
в котором учитываются вертикальная нагрузка (сумма статической и
динамической) на шейки оси, равная 1,25 РОбр, и горизонтальная на-
грузка Н, равная 0,5 Робр\ высота h приложения горизонтальной нагрузки
Н над осью колёсной пары принимается равной 145 см.

Для принятой в этом методе расчётной схемы (фиг. 83) изгибающие
моменты определяются формулами:

Мш = (1,25 + А^Л^.;	(131)
- ЛГ , Л \ Л s
1,25+ 2&г) Га — ~2

. бр .

2 '

Мс = 1,25 р,

(132)

(133)

г Р$бр

2 ’

где &з, з, г и h ясны из фиг. 83.

Наименьшие допустимые диаметры оси

Т

н

1.25Р^

.ЛИ-
78

^М\

Nn

носа определяются

диаметр

диаметр

шейки

с учётом максимального из-
формулами:

J 3 /32 Мш
dut-y
подступичной части

(134)

йпч

32 Мпч

(135)





Фиг. 83. К расчёту оси по
методу ЦНИИ и НИ Б

диаметр

средней части

/32М

“'-у

(136)

При этом методе расчёта для осей, изготовленных из стали согласно ГОСТ
4008-48, рекомендуются допускаемые напряжения, приведённые в табл. 16.

Таблица 16

Допускаемые напряжения в кг)см2 при расчёте осей по методу ЦНИИ и НИБ

Наименование вагонов	В шейке	В подступич- ной части	В средней части
Пассажирские вагоны		1 200	1 400	1 300
Грузовые вагоны		1 400	1 650	|	[	1 550

При таком методе расчёта допускаемые напряжения принимаются боль-
шими по величине, чем в методе МПС, потому что расчётные нагрузки лучше
отражают действительные условия загружения оси.

В этом методе учитывается целесообразное уменьшение диаметра средней
части оси по сравнению с подступичной, вытекающее из рассмотрения эпюр
фиг. 82, чего не следует из метода МПС.

При проектировании ось колёсной пары подбирается из числа предусмот-
ренных ГОСТ 4007-48. Диаметр соответствующих частей новой оси по этому
ГОСТ должен быть больше получаемых по формулам (134)—(136) для шейки
с подшипниками трения качения не менее чем на 15 мм, а для подступичной
и средней частей не менее чем на 6 мм. Такое увеличение диаметров сечений
предусматривается для возможности обточек шеек оси при ремонте колёсной
пары и подступичной части в случае повреждения её поверхности в процессе
переформирования.
ГЛАВА VI

БУКСЫ

Буксовый комплект состоит из корпуса буксы, подшипников (одного или
нескольких), частей, уплотняющих корпус, а в отдельных конструкциях и до-
полнительных устройств для крепления подшипников на шейке оси, облегче-
ния их смены и подвода смазки к подшипникам.

Передача статических и динамических нагрузок, воспринимаемых ваго-
ном, на вращающиеся оси колёсных пар осуществляется через подшипники,
помещённые в корпусе буксы. Корпус буксы защищает шейку оси и подшип-
ники от загрязнения и атмосферных воздействий, ограничивает перемещение
колёсной пары вдоль и поперёк вагона, а также содержит смазку для подшип-
ников.

Конструкции букс весьма разнообразны, но принцип работы и их устрой-
ство зависят от типа применяемых подшипников. Поэтому буксы прежде всего
классифицируются по типу подшипников, образуя две группы:

1)	буксы с подшипниками трения скольжения;

2)	буксы с подшипниками трения качения (роликовыми).

1. КЛАССИФИКАЦИЯ БУКС С ПОДШИПНИКАМИ ТРЕНИЯ
СКОЛЬЖЕНИЯ И ИХ УСТРОЙСТВО

Буксы с подшипниками трения скольжения подразделяются:

1.	По роду смазочных устройств на: а) буксы, в которых смазка подво-
дится к шейке оси с помощью пропитанных концов или щётки с фитилями на
упругом каркасе, называемой польстером (подушкой), или упругих валиков.
Во всех случаях смазка к шейке оси подаётся снизу за счёт капиллярности
хлопчатобумажных или шерстяных волокон; б) буксы с механической подачей
смазки снизу или сверху шейки оси при помощи роликов или особых раз-
брызгивателей.

2.	По роду материала корпуса буксы: а) чугунные (из серого или ковкого
чугуна); б) стальные.

Чугунные корпусы букс тяжелее стальных, чаще подвержены изломам от
ударных нагрузок и поэтому вытесняются стальными корпусами.

3.	По конструкции корпуса буксы.

Конструкция корпуса буксы видоизменяется в зависимости от: а) способа
подвода смазки (подбивочные, польстерные, объединённые корпусы); б) способа
соединения с направляющими буксы (буксы нетележечных, тележечных ва-
гонов, бесчелюстных тележек, поясных тележек грузовых вагонов); в) способа
передачи нагрузки на буксу (сверху — балансиром, рессорой или пружиной,
снизу — через боковые приливы корпуса); г) способа прикрепления крышки
буксы; д) размеров соответственно типу оси колёсной пары.

Кроме того, корпус буксы может быть разрезным (разъёмным), состоящим
из верхней и нижней половин, или цельным (цельнокорпусные буксы). Раз-
резные корпусы букс скольжения применялись до 1936 г., а затем как не обес-
печивающие плотности соединения обеих половин были заменены цельнокор-
пусными.

Букса с подшипником трения скольжения (фиг. 84) состоит из корпуса /,
подшипника 2, вкладыша 39 устройства для подачи смазки на шейку оси 49
переднего затвора — крышки 5 и заднего затвора — уплотняющей (пылевой)
шайбы 6. В нижней части корпуса буксы помещается запас смазки.

С передней стороны в корпусе буксы имеется отверстие, через которое про-
изводятся: постановка и выемка вкладыша и подшипника, заправка и смена
смазывающего устройства, заливка смазки и осмотр шейки оси, подшипника,

Фиг. 84. Букса с подшипником трения скольжения

вкладыша и подбивочных материалов. Для этого крышка, закрывающая
отверстие, должна легко открываться и в то же время надёжно и плотно закры-
вать его, чтобы предотвратить попадание пыли и влаги внутрь буксы и вы-
плёскивание из неё смазки.

Уплотняющая (пылевая) шайба устраняет зазор между предпод-
ступичной частью оси и отверстием в задней стенке корпуса буксы.

Вкладыш служит для уменьшения высоты подъёма корпуса буксы
относительно шейки при выемке подшипника; наличие вкладыша ускоряет и
облегчает процесс смены подшипника.

Подшипник служит для непосредственной передачи всех нагрузок на
шейку оси.

Возможные продольные перемещения буксы относительно колёсной пары
определяются сборочными зазорами между корпусом, вкладышем и подшип-
ником, а также разностью длин подшипника и шейки оси, называемой раз-
бегом подшипника по шейке. Возможные поперечные перемещения буксы
относительно шейки оси определяются сборочными зазорами между подшип-
ником, вкладышем и корпусом буксы.

Перемещение буксы силами трения, возникающими при качении колёс-
ной пары, предотвращается: у двухосных вагонов — буксовыми лапами, у те-
лежек — буксовыми челюстями или жёстким прикреплением буксы к боко-
вине тележки, а в бесчелюстных тележках — поперечной упругостью надбук-
совых пружин. Корпусы букс двухосных вагонов, а также тележек с че-
люстями имеют направляющие — буксовые пазы, в которые и входят бук-
совые лапы или челюсти. Буксовые пазы одновременно служат для ограни-
чения продольных и поперечных перемещений букс относительно рамы вагона
или тележки и являются направляющими при вертикальных перемещениях
обрессоренной массы вагона.

Букса проектируется с расчётом, чтобы равнодействующая нагрузка на
осевую шейку проходила по вертикали через центр шейки. В противном слу-
чае букса будет перекашиваться, что приведёт к неравномерному и ускорен-

Фиг. 85. Бесчелюстная букса

ному износу шейки оси, подшипника, вкладыша, трущихся поверхностей кор-
пуса буксы, а также соприкасающихся с последними буксовых лап или че-
люстей .

В зависимости от конструкции надбуксового рессорного подвешивания
передача вертикальной нагрузки на корпус буксы может происходить различ-
но. Наиболее распространённой является непосредственная нагрузка корпуса
буксы сверху. При этом загружается только потолок корпуса буксы.

Конфигурация опоры выполняется в соответствии с деталью, передающей
нагрузку: для листовой рессоры — гнездо под хомут, для пружины — бурты
или шип, для балансиров — цилиндрическая (параллельная шейке оси) или
плоская поверхность и т. п. Однако при передаче нагрузки сверху корпус
буксы находится в неустойчивом равновесии и имеющие место горизонталь-
ные поперечные смещения точки приложения равнодействующей нагрузки от её
нормального положения (вертикаль, проходящая через центр шейки) влекут
за собой дополнительные износы буксовых пазов, а также буксовых лап или
челюстей. Поэтому в последнее время начали применять конструкции, в ко-
торых нагрузка передаётся на корпус буксы ниже точки его вращения. При-
мером подобной конструкции является так называемое бесчелюстное подве-
шивание с буксой-балансиром (фиг. 85), при котором корпус буксы отливается
за одно целое с поддонами для пружин, расположенными по бокам корпуса
ниже центра шейки оси колёсной пары. Буксовые лапы или челюсти при бес-
челюстном подвешивании не применяются.

8 Вагоны
При этом способе передачи нагрузки корпус буксы является несущим
и весьма ответственным элементом конструкции.

Подвод смазки к осевым шейкам в описанных выше буксах с подшипни-

ками трения скольжения осуществляется:

1)	пропитанными смазкой подбивочными концами, находящимися на дне

корпуса буксы под шейкой оси, или специально изготовленными валиками;

2)	польстерами;

3)	другими способами,
известными под общим наз-
ванием механической подачи
смазки.

В первых двух случаях
для подачи жидкой смазки
используется капиллярность
волокон материала подбивки
или щётки польстера, благо-
даря которой смазка посту-
пает к шейке оси. При меха-
нической подаче используется
вращение шейки оси и лип-
кость смазки.

Подбивочные материалы
должны обладать хорошей
упругостью и капилляр-
ностью. Для этого они не

Фиг. 86. Каркас польстера

Польстер представляет собой

должны содержать воды, ме-
ханических и других вредных
примесей.

пружинный металлический каркас

с прикреплённой сверху щёткой из полушерсти. Каркас польстера (фиг. 86)
имеет две пружины 6, нижние большую 2 и малую 3 пластины, опирающиеся
на дно корпуса буксы, и верхнюю пластину 7, служащую для укрепления на
ней щётки (фиг. 87). Для пропуска фитилей щётки в пластине имеется четыре

прореза. Две параллельные пружины служат для прижатия верхней пластины
со щёткой к шейке оси. Пружины крайними витками крепятся соответственно
к нижней и верхней пластинам. Скоба 4, шарнирно связанная с пластинами,

предназначена для направления и предупреждения перекоса верхней пластины.

Фиг. 87. Щётка польстера

Шарнирная ручка 5 устраивается для удобства заправки польстера.

Впервые польстер был предложен русским механиком Константиновым
в 1881 г.

Подача смазки с помощью польстера является более усовершенство-
ванным видом подачи смазки, чем посредством подбивки, так как в исправ-
ном состоянии польстер обеспечивает постоянное прижатие щётки к шейке оси
(при подаче смазки подбивкой её упругость зависит от способа укладки, а под
влиянием тряски во время движения подбивочные концы могут отойти от шейки,
прекращая подвод смазки), устраняет затаскивание подбивочного материала
под подшипник и требует меньшего расхода подбивочного материала.
В польстерах наблюдаются случаи ослабления пружин, ведущие к про-
садке каркаса и отставанию щётки от шейки оси, перекоса каркаса, отрыва
щётки от каркаса, загрязнения щётки. Такие неисправности приводят к умень-

шению или к полному прекращению подачи смазки, а следовательно, к гре-
нию букс.

Исследованиями ЦНИИ установлено, что нормальный подвод смазки к шей-
ке оси польстером зависит от количества и качества нитей щёток, количества

и расположения фитилей в щётке,
состояния фитилей, веса пропитанной
щётки, способа крепления щётки на
каркасе, уровня смазки, конструкции
верхней пластины каркаса, степени
прижатия щётки к шейке оси и от
других факторов.

Увеличение подачи смазки дости-

гается подводом фитилей непосред-

ственно к верхней поверхности щётки. Фиг. 88. Подбивочный валик

Для улучшения капиллярности щётки,

особенно на её трущейся поверхности, в неё вплетают пеньковые узелки.
Поскольку количество подаваемой смазки зависит от давления щётки

на шейку оси и уровня смазки, конструкция польстера и характеристика его
пружин должны обеспечивать небольшой перепад этого давления при износах
деталей буксы и шейки оси в эксплуатации.

В целом польстер должен обеспечивать непрерывность и достаточность
подачи смазки, быть удобным для постановки в корпус буксы и выемки из.
последнего, иметь надёжную и простую конструкцию.

Конструкция корпуса буксы должна быть такой, чтобы в ней нормально
размещался польстер. Буксы старых конструкций (подбивочные) этому тре-
бованию не удовлетворяют. В таких буксах наблюдаются частые случаи осе-
дания подбивки и затягивания её под подшипник. Для устранения этих не-
исправностей в последние годы начали широко применять упругие подби-
вочные валики, изготовленные из хлопчатобумажных концов и укла-
дываемые в корпус буксы поперёк шейки. Подбивочный валик (фиг. 88) имеет
вязанный машинным способом хлопчатобумажный чулок и ворсовую манжету
из полушерстяной пряжи.

Фиг. 89. Букса с механической подачей смазки роликами

В зависимости от типа оси, а следовательно, и длины шейки под неё укла-
дывается три-четыре валика. Этот способ заправки исключает затягивание под-
бивки под подшипник, меньше зависит от квалификации заправщика, обес-
печивает экономию смазки и подбивочного материала.

При механической подаче может быть подано смазки значи-
тельно больше, чем при подаче польстером, валиками или подбивкой. Однако
в буксах с механической подачей смазки нет средств для её фильтрации. При
подаче подбивкой или польстерами смазка, проходя по волокнам, очищается.
При всём разнообразии конструкций букс с механической подачей смазки
характерны два основных принципа их устройства:

1)	подача смазки снизу роликами, установленными в корпусе буксы под
осевой шейкой (фиг. 89), и

2)	подача смазки сверху при помощи вращающихся разбрызгивателей,
укреплённых на торце шейки (фиг. 90).

При подводе смазки снизу вращающимися от оси роликами последние из-
готовляют из антифрикционных сплавов или пластмасс. Присущий этой си-
стеме недостаток заключается в том, что при низких температурах подача смаз-
ки не гарантируется, так как ролики из-за загустения смазки перестают вра-
щаться. Кроме того, при наличии в буксе воды вращение роликов может пре-
кратиться вследствие их примерзания. Трение роликов о вращающуюся шейку
оси вызывает дополнительный износ шейки.

Подача смазки разбрызгиванием осуществляется изогнутой пластиной/,
укреплённой на торце шейки (фиг. 90). При вращении пластины 1 смазка из
нижней части корпуса буксы отбрасывается на отражатель или потолок, с ко-
торого стекает на верхнюю часть подшипника 2 и по каналам в последнем

Фиг. 90. Букса с механической
подачей смазки разбрызгивателем

попадает на шейку. У нижней части шейки
расположен второй подшипник 3, на верх-
ней поверхности которого скапливается
смазка, необходимая для питания шейки
при недостаточном её подводе сверху. При
этом способе смазывания так же, как и в
предыдущем, количество смазки, подавае-
мое на шейку, зависит от скорости враще-
ния колёсной пары. В результате этого
при малой скорости движения вагона (при
трогании поезда) ,'на шейку подаётся недо-
статочное количество смазки, а иногда и
совсем не подаётся. При застывании смаз-
ки не исключается возможность поломки
смазывающего механизма.

Корпусы букс, как указывалось

выше, различаются между собой конструкцией, размерами и материалом.
На фиг. 91 показан корпус буксы тележки с литыми боковинами грузо-
вых вагонов. Спереди корпус имеет ушко для валика крышки. Задняя стенка
выполняется двойной, образуя паз для уплотняющей шайбы. Отверстие в зад-
ней стенке— овальное; такая форма необходима для того, чтобы при сборке
буксы имелись достаточной величины зазоры над предподступичной частью оси
(для предупреждения соприкасания оси и корпуса буксы при износах подшип-
ника и шейки) и под ней (для обеспечения подъёма буксы при смене вкладыша
или подшипника), i

Боковые стенки имеют пазы, которыми букса соединяется с боковиной
тележки. В средней части боковые стенки также выполняются двойными: на-
ружные стенки соприкасаются с направляющими буксы, размеры которых
обеспечивают возможность установки букс с роликовыми подшипниками, име-
ющими большие габариты, а внутренние обеспечивают упор в них подшипника
и возможность иметь меньший объём смазки.

! " Для обеспечения подъёма домкратом (при смене подшипника) нижняя
стенка корпуса имеет рифлёную поверхность. Верхняя стенка корпуса, непо-
средственно воспринимающая нагрузку от боковины тележки, усилена коль-
цевым ребром.

В конструкции корпуса буксы поясной тележки грузовых вагонов
(см. фиг. 84) пазы для буксовых направляющих отсутствуют, так как корпус
соединяется с боковиной тележки наглухо болтами.

На фиг. 92 изображён корпус буксы пассажирских вагонов, имеющих
колёсные пары с осями II типа; эта букса приспособлена для подвода смазки
подбивкой. Передняя часть корпуса буксы имеет сбоку прилив, к которому
прикрепляется крышка, открываемая вращением около шарнира 1. Верхняя
часть корпуса выполняется со сплошным утолщением для балансирных и без-
балансирных тележек или с гнездом под хомуты рессор для двухосных вагонов.

В последнее время изготовляются объединённые корпусы букс для каж-
дого из трёх типов осей, приспособленные для подвода смазки к шейке оси
как подбивкой или валиками, так и польстером.

Для лучшего удержания подбивки и польстера внутри корпуса отлиты
продольные рёбра, а на дне буксы — два прилива, между которыми устанав-

Фиг. 92. Корпус подбивочной буксы пассажирских вагонов

ливается польстер (см. фиг. 84). С введением объединённых корпусов их раз-
нотипность значительно уменьшается.

Буксовые крышки по конструкции разделяются на крышки с бол-
товым креплением (глухие) и крышки с шарнирным закреплением и пружинным
затвором. Первый тип крышек применён в польстерных буксах старой конст-
рукции. При подобных крышках добавление смазки производится через отвер-
стие (глазок) в самой крышке. Крышки второго типа имеют шарниры и прижи-

Фиг. 93. Крышка с внутренней упругой пластиной

маются к корпусу буксы
упругой пластиной или
пружиной (фиг. 93 и 94).

Буксовые крышки, изо-
бражённые на фиг. 84 и 93,
пригодны для объединён-
ных корпусов букс. Они
изготовляются штамповкой
из листовой стали. Жёст-
кость крышки создаётся
выштамповками и отбор-
товками.

Применяемые в на-
стоящее время буксовые
крышки не обеспечивают
необходимой герметич но -
сти букс, так как во время
движения вагона крышки
букс вибрируют, вслед-

стины и пружины слабнут и нарушается
с ушками, что приводит к обрыву ушков
грязнению подбивки и грению букс.

ствие чего упругие пла-
надлежащее соединение крышек
и излому крышек, а затем к за-

Фиг. 94. Крышка буксы пассажирского
вагона

Фиг. 95. Крышка
буксы

На фиг. 95 показана одна из новых конструкций крышек, подвергающих-
ся испытаниям.

Уплотняющие (пылевые) шайбы изготовляются из войлока; имеются
также комбинированные шайбы, у которых в деревянную рамку вставляется
войлочное кольцо.

Уплотняющие шайбы должны плотно прилегать к внутренней стенке па-
за корпуса буксы, свободно перемещаться в пазе (во время подъёма корпуса),
обладать упругостью, быть стойкими при температурах от +100 до —50°С;
обладать минимальным коэффициентом трения (чтобы не было износа предпод-
ступичной части оси при её вращении); изготовляться из недефицитного ма-
териала, иметь простую конструкцию и невысокую стоимость.

В наших вагонах применяются два основных типа шайб:

1)	фанерная уплотняющая шайба с войлочным кольцом (фиг. 96), состоя-
щая из двух фанерных щитков 1, войлочного кольца 2, верхней 3 и нижней 4
закладок. Скрепление их производится при помощи гвоздей 5;

Фиг. 96. Фанерная уплотняющая
(пылевая) шайба с войлочным
кольцом

Фиг. 97. Трёхслойная уплотняющая
(пылевая) шайба

2)	трёхслойная уплотняющая шайба (фиг. 97), состоящая из технического
шерстяного сукна или кожи /, мешковины 2 и технического войлока 3. Иногда
применяются также войлочные пылевые шайбы, обшитые снаружи брезентом
или парусиной. Трёхслойные шайбы более надёжно уплотняют буксу, чем фа-
нерные с войлочным кольцом.

Однако существующие типы уплотняющих шайб всё же не создают доста-
точно надёжного затвора корпуса буксы, вследствие чего последний не предо-
хранён полностью от попадания в него пыли и влаги и от выплёскивания смазки.

Фиг. 98. Уплотняющие шайбы конструкции ЦНИИ

Лабораторией смазки Всесоюзного научно-исследовательского института
железнодорожного транспорта разработаны и испытываются новые конструк-
ции уплотняющих шайб, которые должны полностью предотвратить утечку
смазки из корпуса буксы и проникновение пыли и влаги извне. Уплотняющий
затвор состоит из упругой манжеты и металлического каркаса, прижимающего
манжету при помощи клиньев к стенке паза корпуса буксы (фиг. 98).

Вследствие того, что закрепление шайбы при помощи клиньев произво-
дится после надевания корпуса буксы на шейку оси, шайба самоцентрируется
по предподступичной части оси и тем самым достигается лучшее уплотнение
как в самом пазе буксы, так и предподступичной части оси.
2. ПОДШИПНИКИ ТРЕНИЯ СКОЛЬЖЕНИЯ

Подшипник непосредственно передаёт все нагрузки от рамы вагона или

тележки на вращающуюся шейку оси колёсной пары. Поэтому подшипник де-
лается достаточно прочным, а поверхности его, прилегающие к шейке оси, за-
ливаются антифрикционным сплавом. Корпус подшипника изготовляется из

материала, исключающего возможность повреждения шеики оси при случаи-

Фиг. 99. Схема передачи горизонтальных
усилий

ной выплавке в пути антифрик-
ционного сплава, или снабжается
специальной прокладкой — брон-
зовой армировкой.

В типовых буксах вагонов же-
лезных дорог СССР применяются
две системы установки вкладыша
и подшипника. В первой системе
(фиг. 99,а) нагрузки Н, действую-
щие вдоль оси колёсной пары, пе-
редаются корпусом буксы 4 на
торцы вкладыша 3. Вкладыш в
свою очередь передаёт их подшип-
нику 2, входящему своей верхней
частью (яблоком) в углубление
вкладыша. Подшипник, скользя
вдоль шейки /, передаёт нагрузки
на её переднюю или заднюю гал-

тель.

Во второй системе (фиг. 99, б) нагрузка, действующая в сторону буртика шей-
ки, передаётся корпусом буксы подшипнику посредством приливов 5; нагруз-
ка, действующая в противоположном направлении, передаётся корпусом бук-
сы 4 на торец вкладыша 3 и через последний на бурт подшипника 2.

Вторая система целесообразнее, так как она обеспечивает более устойчи-

вое положение подшипника и поэтому преимущественно применяется в вагонах

современной постройки.

Буксы необходимо проек-
тировать так, чтобы горизон-
тальная нагрузка Н воспри-
нималась буртиком, а не зад-
ней галтелью шейки, являю-
щейся одним из наиболее
напряжённых мест оси.

На фиг. 100 и 101 изо-
бражены подшипник и буксо-
вый вкладыш четырёхосного
грузового вагона, имеющего
колёсные пары с осями III
типа. Корпус этого подшип-
ника стальной, снабжённый,
как и в большинстве других

Фиг. 100. Подшипник для оси III типа

конструкций подшипников, бронзовой армировкой и антифрикционной залив-
кой. Поверхность вкладыша (фиг. 101), на которую опирается потолок корпуса
буксы, имеет цилиндрическую форму с образующими, перпендикулярными
шейке оси. Цилиндрическая поверхность обеспечивает возможность самоуста-
новки буксы относительно шейки, так как корпусы букс у тележек грузовых
вагонов жёстко прикреплены к боковинам или даже отлиты за одно целое
с последними. Для тележек пассажирских вагонов, рамы которых обрессо-
рены, самоустановка буксы недопустима и поэтому поверхность вкладыша
выполняется плоской.
Угол обхвата шейки оси подшипником в буксах типовой конструкции со-
ставляет около 120°.

Вагонные подшипники имеют толщину баббитовой заливки около 4—5 мм,
причём в передней стороне подшипника баббитовая заливка делается на 1 мм
толще, нежели в задней. Это необходимо для сохранения горизонтального по-

ложения подшипника на шейке, которая в связи с прогибом оси под нагруз-

кой отклоняется от горизонталь-
ного положения.

Антифрикционный сплав для
подшипников должен:

1)	обладать большой сопроти-
вляемостью сжатию при достаточ-
ной способности деформироваться;

2)	легко прирабатываться к
шейке оси;

3)	мало изнашиваться;

4)	быть теплостойким;

5)	обладать хорошими литей-
ными качествами;

6)	обладать достаточной пори-
стостью.

В наибольшей мере этим тре-
бованиям удовлетворяет кальцие-
вый баббит. Этот сплав обладает
ценными качествами: он быстро
прирабатывается и мало изнаши-
вается. Поэтому в подшипниках
вагонов железных дорог СССР
применяется исключительно каль-
циевый баббит. Этот сплав вслед-
ствие меньшего износа шейки оси,
меньшей стоимости и других до-
стоинств полностью вытеснил при-
менявшийся ранее оловянистый

Фиг« 101. Вкладыш буксы для оси Шжтипа

баббит.

Химический состав применяемого в данное время кальциевого баббита
«БК» (ГОСТ 1209*50) следующий: кальция 0,85—1,15%, натрия 0,60—0,90%,
свинца — остальное.

Эксплуатационные испытания подшипников, проведённые ЦНИИ МПС,
показали, что средний износ баббитовой заливки подшипника на 100 тыс. км
пробега равен около 2 мм, а соответствующий весовой износ составляет около
400 г. При такой интенсивности износа баббита вагонный подшипник должен’был
бы работать около четырёх лет. В действительности выход подшипников из
строя по равномерному износу едва достигает 2%. Главными же причинами
смены подшипников являются: выдавливание и выплавление баббита —
40—45%, отколы — 24%, выкрошивание, неравномерный износ, трещины в
заливке, отсутствие баббита — 24%. Следовательно, повреждения подшип-
ников обусловлены преимущественно недостатками ухода за вагонами в
эксплуатации, недостатками конструкции подшипника, баббита и технологии
заливки, а толщина заливки далеко не используется. Испытания подшип-
ников с тонким слоем баббита показывают, что в этом случае выдавливание,
отколы, трещины в заливке появляются реже. Поэтому в последние годы
осуществлено уменьшение толщины баббитовой заливки вагонных подшип-
ников и ведутся дальнейшие работы по экономии такого ценного сплава,
каким является кальциевый баббит.

Радиус баббитовой заливки подшипника согласно опытам ЦНИИ реко-
мендуется делать больше радиуса осевой шейки на 0,5—1 мм. Образующийся
вследствие этой разности радиусов зазор необходим для создания масляного
клина между подшипником и шейкой. При больших разностях радиусов, как
на это справедливо обратили внимание работники Донецкой дороги, полу-
чается малая площадь соприкосновения подшипника и шейки, вследствие чего
развиваются значительные удельные давления, ведущие к повреждению баб-
битовой заливки подшипника.

Продольные грани подшипника округляются для того, чтобы предупре-
дить соскабливание смазки с шейки.

В зависимости от удельного давления подшипника на шейку, свойств жид-
кой смазки и её количества, проникающего под подшипник, степени шеро-
ховатости шейки и поверхности подшипника, а также линейной скорости на
поверхности шейки величина силы трения может значительно меняться. Ещё
в 1883 г. проф. Н. П. Петров в работе «Трение в машинах и влияние на него
смазывающей жидкости» показал математическую зависимость силы трения
от перечисленных факторов. В основу этой работы впервые была положена
идея о том, что при достаточном смазывании трущиеся твёрдые тела непре-
рывно разделены слоем жидкой смазки и непосредственное трение между
ними заменяется некоторой совокупностью трения жидкого слоя смазки о
поверхности твёрдых тел и трения внутри самого жидкого слоя. Согласно
гидродинамической теории смазки проф. Н. П. Петрова полная сила трения
составляет

ZV

=	(137)

где z — абсолютная вязкость жидкости в мг сек/мм2, или сила в мг, не-
обходимая для перемещения слоя жидкости площадью 1 мм2
относительно другого такого же слоя, отстоящего от первого
на расстоянии 1 мм, со скоростью 1 мм/сек',
Д — средняя толщина смазывающего слоя в мм-,
v — относительная скорость твёрдых тел в мм/сек;

Н — поверхность их соприкосновения (при отсутствии смазки) в мм2,
р

Если Р — полная нагрузка на поверхности Н, то = q является
давлением на 1 мм2 этой поверхности (удельное давление).

Отсюда

zuP

=	(138)

Деля обе части уравнения (138) на Р, получим величину коэффи-
циента жидкостного трения:

По исследованиям проф. Петрова, абсолютная вязкость может быть умень-
шена разжижением смазки.

Толщина слоя смазки в свою очередь зависит от многих факторов. Ос-
новными из них являются: абсолютная вязкость смазки, количество пода-
ваемой смазки под подшипник, удельное давление на шейку, скорость
скольжения шейки по подшипнику, отношение радиусов подшипника и
шейки.

Выбор целесообразной величины вязкости и липкости смазки, а также
отношения радиусов шейки и подшипника для образования непрерывного
смазывающего слоя (создания так называемого жидкостного трения,
при котором поверхности полностью разделены слоем жидкости, причём
внешнее давление вследствие специфичной формы зазора воспринимается
слоем вязкой движущейся жидкости) усложняется наличием неровностей на
трущихся поверхностях шейки и подшипника.
При наличии неровностей жидкостное трение возможно только при усло-
вии, когда наименьшая толщина смазывающего слоя больше суммы высот не-
ровностей шейки и подшипника.

В противном случае возможно частичное непосредственное соприкосно-
вение трущихся поверхностей, т. е. трение становится полужидкостным,
когда одновременно имеет место жидкостное и граничное или жидкостное и
сухое трение.

При граничном трении поверхности разделены слоем смазки настолько
незначительной толщины (0,0001 мм и менее), что он обладает особыми свой-
ствами, отличными от объёмных свойств смазки и зависящими от природы
и состояния трущихся поверхностей.

Сухое трение возникает при отсутствии смазки и загрязнений между по-
верхностями.

Нормальная работа подшипника зависит от характеристики режима и кри-
тической толщины масляного слоя Акр. Критической толщиной масляного
слоя называется такая его минимальная толщина, при которой начинается
полусухое трение (смешанное трение, одновременно граничное и сухое).

Критическая толщина масляного слоя может быть определена по формуле

Amin = Q,52X-	(140)

h + ~)
\ /

где k — характеристика режима, т. e. величина, характеризующая ра-
боту подшипника при тех или иных конкретных условиях;

л = — ;
Ч

г — абсолютная вязкость смазки;

w — угловая скорость вращения шейки;
q — удельное давление;

<1Ш — диаметр шейки;

/„ — длина подшипника;

е—относительный зазор между подшипником и шейкой, равный
е== гп — гш .

Г ш

тп — радиус подшипника;

— радиус шейки.

Для нормальной работы подшипника должно иметь место условие
△min > &кр-

Величина Дкр определяется совокупностью следующих факторов:
1) степенью шероховатости поверхностей шейки оси и подшипника;

2)	степенью точности формы цилиндрических поверхностей в осевом
и радиальном направлениях;

3)	максимальным прогибом шейки;

4)	температурной деформацией подшипника;

5)	размерами твёрдых частиц, находящихся в смазке во взвешенном
состоянии;

6)	быстротой окисления смазки.

Обычно на практике Д^ = 0,005 4-0,025 мм.

Буксы вагонов при нормальных условиях эксплуатации нагреваются при-
мерно до 50—60°С, а подшипники истираются. Это показывает, что шейка с под-
шипником обычно находится в условиях не только жидкостного трения, но
и полужидкостного, а временами (после стоянки вагона) даже полусухого
трения.
С уменьшением подачи смазки уменьшается толщина смазывающего слоя,
вследствие чего увеличивается площадь соприкосновения трущихся поверх-
ностей, повышаются температура и износ подшипника.

Зависимость между коэффициентом трения у. и абсолютной вязкостью z
смазки при постоянных числе оборотов п шейки и удельном давлении q1
на подшипник показана на фиг. 102 кривой MBAN. От этой кривой,
вверх, в произвольном масштабе, отложены толщины слоя смазки, зави-
сящие от её вязкости. Для смазки заданной вязкости эта диаграмма по-

называет толщину масляного слоя и наоборот.

Например, если качество обработки трущихся поверхностей даёт

сумму неровностей, равную Д, то, найдя на диаграмме толщину масля-
ного слоя ЛЛ1 = Д, установим, что наи-

а)
Подшипник

Шейка

f)

М

Кривая коэф.

пи у-постоянны

I Липкость у всех смазок
\С2 одинакова

N

Толщина
масляного
слоя Д

полусцх} ^Жидкостное скольжение
скольж. \?олужидкостное скольжение

Фиг. 102. Зависимость между коэф-
фициентом трения и абсолютной
вязкостью смазки

трения и

меньшая вязкость смазки, обеспечива-
ющая жидкостное скольжение, равна
ОЛ2. При вязкости, большей ОЛ2, тре-
ние будет жидкостным. При вязкости,
меньшей ОЛ2 и до ОВ2, трение будет
полужидкостным. И наконец, при даль-
нейшем уменьшении вязкости трение бу-
дет полусухим. Работа в зоне полужид-
костного и тем более полусухого тре-
ния приводит к повышенным износам
трущихся частей и может послужить при-
чиной нагрева шейки и выплавления
баббита.

Из сказанного следует, что для обес-
печения нормальной эксплуатации буксы
в области жидкостного трения необходимо»
чтобы:

1)	вязкость смазки соответствовала
нагрузке на подшипник и скорости вра-

щения шейки;

2)	смазка
в достаточном

3)	смазка

подавалась под подшипник,
количестве;

была возможно лучше очи-



0

Z

щена;

4)	шейка была геометрически правильной и тщательно обработанной;

5)	антифрикционная заливка обладала способностью прирабатываться
к шейке или заранее к ней хорошо пригонялась;

6)	шейка и подшипник имели возможно большую жёсткость.

Во время стоянки вагона подача смазки шейкой прекращается,’ смазоч-
ный слой выдавливается из-под подшипника и подшипник ложится непосред-
ственно на шейку; этим объясняется хорошо известный факт, что стоящий

вагон труднее сдвинуть с места, чем продолжать его катить после этого.

Вязкость смазки зависит от температуры, поэтому в условиях нашего
климата (перепад температур от +50° до—50°) применяют три основные смазки
(ГОСТ 610-48): зимнюю «3», имеющую вязкость по Энглеру 3,0—3,5, летнюю «Л»»
имеющую вязкость 5,0—7,0, и северную «С» (для северных областей), имею-
щую вязкость 2,0—2,2.

3.	РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ ТРЕНИЯ СКОЛЬЖЕНИЯ

Обычно расчёт подшипников трения скольжения сводят:

а)	к определению среднего удельного давления на поверхности соприкос-
новения подшипника с шейкой;

б)	к определению длины подшипника из условий предотвращения чрез-
мерного нагрева.
Фактическое распределение давления на поверхности подшипника
скольжения установить теоретически затруднительно, так как оно зави-
сит от многих условий, в том числе от конструкции буксы. Обычно для
приближённого решения принимают, что под нагрузкой деформируется
только баббитовая заливка 1 (фиг. 103) подшипника 2 и что её толщина h
в радиальных направлениях постоянна (до деформации). При этом допу-
щении подшипник перемещается в направлении действия нагрузки Рп на
некоторую величину о и удельное давление дл постоянно для каждой
образующей рабочей поверхности подшипника длиной 1п.

Зависимость между qa и 8 может быть выражена формулой

о cos а _

Л

(141)

где а — угол между вертикальной осью шейки 3 и радиусом, проходящим

через точку на поверхности подшипника, для которой опреде-
ляется да, а р — коэффициент относительного сжатия для баббита,

принимаемый за постоянную величину.
Из этой формулы следует, что

cos а

Нормальное давление dPn на элементар-
ную площадку поверхности подшипника dH
равно

dPn = q*dH = ga ds ln,

или, подставляя вместо длины дуги ds её
выражение через da и диаметр шейки dw,
получим

dPn = ln da.

Полное давление на подшипнике соста-

вляет

Фиг. 103.5 Схема нагружения
подшипника

Р„<=2 f dPncosa = dul,,
о

cosada.

Этот интеграл в соответствии с формулой (142) может быть
сан в следующем виде:

»	1 amax

Р =^п_Чл С cos* da.

я cos a 7 J
о

перепи-

(143)

Интегрируя выражение (143), получим

, __ dm 1п
п cos a

sin 2amax
4

откуда

4P„ cos a

dM ln (2amax + sin2am„)'

(144)

При a = 0 qa получает максимальное значение:

du 1Ш (2amax 4* sin 2amax)
При а = атах qa получает минимальное значение:

=	4Рп COS «max

1 dm (Sotjnax 4~ sin 2amax)

Если принять давление равномерно распределённым на площади го-
ризонтальной проекции рабочей поверхности подшипника, то это среднее
давление qQ определится из формулы

q0= — А---------.	(145)

t/ш/„Sin ОСтах

Отношение

Qmax _	4 Sin amax

qo 2amax + sin 2ocmax

покажет относительную ошибку такого упрощённого определения q.

Для вагонных подшипников 2атах~120°^и тогда

№

*7 max  ___2	,—. . . _

<7о	2	, /3

3	2

Для подшипников, имеющих 2атах^> 180э,

~ 1,27.

<7о	71

Величина 70 для типовых подшипников грузовых вагонов колеблется в
пределах 30—45 кг1см?, что считают допустимым. Такие величины удельного
давления относятся к подшипникам, приработавшимся к шейкам оси. Во
вновь установленных подшипниках имеется значительно большее удельное
давление, что приводит к повышению коэффициента трения и температуры на-
грева.

Обычно при обкатке вагона на вновь поставленных подшипниках или осях
вначале наблюдается нарастание температуры буксы вследствие наличия не-
посредственного скольжения металла подшипника по металлу шейки. При про-
должении обкатки поверхности как бы пришлифовываются — прирабатывают-
ся и температура снижается до нормальной (если подшипник соответствует
шейке; в противном случае может произойти нагрев подшипника и выплавка
баббита).

Определение размеров подшипника, исходя из условий предотвраще-
ния чрезмерного нагрева, осуществляется следующим образом.

При вращении шейки развивается сила трения

Рщр=--Рп\^ кг,

где Рп — нагрузка на подшипник в кг\

р. — коэффициент трения.

Работа силы трения Fmp за один оборот шейки равна

Гтркс1ш = Рп ^diu кгм,
а работа силы трения в одну секунду составляет
Рп рлг dui п
W = ——--------------------------------кгм, сек,

ои

где п — число оборотов колеса в минуту, равное
v — скоростьТдвижения вагона в км/час,
DK — диаметр^колеса в мм.

106а

6~DK
Работа сил трения подшипника о шейку оси превращается в теплоту,
и если А — механический эквивалент тепла, то количество тепла, выде-
ляющегося в течение 1 сек. при вращении шейки, равно

п W Рп п

° = А = 60 Л ккал/сек.

Количество тепла, выделяемого на 1 см2 площади проекции подшип-
ника, составляет

-	Q	Р	,

Qu = —j---:-------= bn л, ------- ккал/сексм2,

diu l„ Sin Otmax 60i4/nSinamax

х	60 AQy	_

откуда, обозначая —------ через С, получим

.  РПП

п - ----- СЛ£-

С Sin <Xmax

(И6)

При выводе формулы (146) предполагалось, что всё тепло отводится
только через подшипник. В действительности некоторая часть теплоты
отводится шейкой оси. Следовательно, формула (146) несколько завы-
шает величину 1п (примерно на 10—15%).

Подшипники вагонов удовлетворительно эксплуатируются при С <;
< 190 тыс. кг!см сек.

На работу подшипника влияет также распределение давления по образую-
щим поверхности подшипника. В зависимости от конструкции подшипника
и вкладыша это давление может повышаться к середине подшипника или его
концам. В описанных выше конструкциях букс давление на шейку оси повы-
шается к середине подшипника. Однако относительно большая длина опорной
поверхности для вкладыша у подшипников грузовых вагонов с осями I и II
типов и жёсткий вкладыш буксы для грузовых вагонов с осями III типа обес-
печивают минимальную неравномерность этого распределения давления.

Кроме вертикальной нагрузки, подшипник передаёт на шейку и горизон-
тальные нагрузки вдоль и поперёк шейки оси.

Поперечные горизонтальные нагрузки передаются проекцией на верти-
кальную плоскость той же поверхности подшипника, которая передаёт верти-
кальную нагрузку. Поэтому при действии горизонтальной нагрузки проис-
ходит перераспределение давления на рабочей поверхности подшипника и при
определённых величинах горизонтальной силы, зависящей от угла обхвата
шейки подшипником, и вертикальной нагрузки подшипник может подняться по
шейке и даже выскочить из вкладыша.

Продольные нагрузки могут передаваться подшипником на переднюю или
заднюю галтель шейки оси. Поэтому оба торца подшипника также залиты баб-
битом. Однако конфигурация шейки (радиус передней галтели равен 3 мм
и задней — 20 мм) и практическая невозможность восстановления износа зад-
ней галтели шейки указывают на необходимость делать постоянно работающей
только переднюю галтель шейки.

4.	БУКСЫ С РОЛИКОВЫМИ ПОДШИПНИКАМИ

Роликовые подшипники по сравнению с подшипниками трения скольже"
ния имеют следующие преимущества:

1)	повышение эксплуатационной надёжности из-за отсутствия отцепок
вагонов по грению букс;

2)	уменьшение сопротивления движению поезда при скорости 30 км/час
на 18%, при скорости 60 км/час на 12%, при скорости 70 км/час на 8%,
а при трогании с места на 85% от сопротивления движению вагонов с подшип-
никами скольжения. В результате этого расход топлива локомотивами в сред-
нем уменьшается примерно на 9—10%;

3)	сокращение расхода смазки примерно в пять раз для грузовых вагонов,
в пятнадцать раз для пассажирских, так как буксы с роликовыми под-
шипниками могут эксплуатироваться без добавления смазки при пробеге до
100 тыс. км\

4)	сокращение расхода цветных металлов при полном прекращении рас-
хода антифрикционных сплавов и подбивочных материалов;

5)	независимость сопротивления движению от температуры наружного
воздуха и длительности стоянки поезда, что имеет существенное значение при
эксплуатации вагонов в зимних условиях;

6)	сокращение эксплуатационных расходов на содержание и текущий
ремонт вагонов, так как практически уход за роликами сводится к ревизии,
производимой не чаще чем один раз в 6 месяцев;

7)	отсутствие необходимости в перезаправке букс на летнюю и зимнюю
смазки.

Букса с роликовыми подшипниками не требует в пути следования вагона
какого-либо обслуживания, — вагон всегда готов к движению.

Однако массовое применение букс с роликовыми подшипниками тре-
бует значительных капитальных затрат, так как такие буксы являются
более дорогими, чем буксы с подшипниками трения скольжения, а их
разборка и сборка, производимые при ремонте вагонов, требуют спе-
циального оборудования и высококвалифицированных работников.

Преимущества букс с роликовыми подшипниками намного превос-
ходят свойственные им недостатки.

Директивами XIX съезда КПСС по пятому пятилетнему плану раз-
вития СССР на 1951 — 1955 гг. предусмотрено приступить к оборудованию
подвижного состава роликовыми подшипниками. Эго важное мероприя-
тие по технической реконструкции железнодорожного транспорта осу-
ществимо только в условиях социалистического общества.

Применяемые конструкции букс с роликовыми подшипниками клас-
сифицируются по типу подшипников и по способу их посадок (укрепле-
ния) на шейке оси.

Для букс железнодорожного подвижного состава применяют роликовые
подшипники трёх типов:

1)	радиальные со сферическими роликами;

2)	радиальные с короткими цилиндрическими роликами;

3)	радиальные с коническими роликами.

Букса проектируется из расчёта воспринятия радиальной и осевой нагру-
зок. Радиальная нагрузка, возникающая от тары вагона, полезной нагрузки
и вертикальных динамических нагрузок, действует в вертикальном направ-
лении перпендикулярно оси вращения подшипников. Осевая нагрузка, воз-
никающая от центробежной силы, давления ветра и других горизонтальных
поперечных усилий, действует вдоль оси вращения подшипников.

Роликовые подшипники, как известно, состоят из внутреннего и наруж-
ного колец, роликов и сепаратора (фиг. 104). Сепаратор служит для удержания
роликов на одинаковом расстоянии друг от друга.

Внутреннее кольцо подшипника закрепляется на шейке оси, наружное
кольцо неподвижно устанавливается в корпусе буксы. Перекатывание роли-
ков между кольцами обеспечивается зазором. Этот зазор, измеренный в ра-
диальном направлении между беговыми дорожками наружного и внутреннего
колец и роликами, называется радиальным зазором. Перемещение шейки оси
по отношению к корпусу буксы под действием осевой нагрузки ограничивается
величиной осевого зазора. Осевой зазор измеряется перед монтажем только
у подшипников с цилиндрическими роликами закрытого или полузакрытого
типа и определяет собой сумму зазоров между торцами роликов и буртами
колец. Осевой зазор у подшипников со сферическими и коническими ро-
ликами перед монтажем не контролируется; его величина зависит от
радиального зазора и угла наклона роликов к оси подшипника.

Радиальные двухрядные подшипники со сфери-
ческими роликами (самоустанавливающиеся). Такие подшипники
предназначены для воспринятая радиальных нагрузок. Они способны воспри-
нимать также и осевые нагрузки. Подшипник имеет два ряда роликов, разме-
щённых в отдельных сепараторах; каждый ряд роликов работает самостоятель-
но. У внутреннего кольца имеются для роликов две дорожки, разделённые
буртом.

Образующие поверхности качения роликов и беговых дорожек внутрен-
него кольца описаны одним и тем же радиусом, что обеспечивает линейный
контакт между роликами и кольцом. Образующая беговых дорожек наружного
кольца для обоих рядов роликов описана одним общим радиусом, большим, чем
радиус образующей роликов, поэтому по наружному кольцу ролики (без на-
грузки) имеют точечный контакт. Разница в сферах наружного кольца и ро-
ликов обеспечивает самоустанавливаемость подшипника и нормальные условия
загружения при перекосах до 4°.

Диаметры торцевых частей ролика неодинаковы, диаметр торца ролика,
обращённый к внутренней стороне, больше, чем с внешней стороны. Это усло-

вие исключает проскальзывание роликов.
Ось вращения роликов расположена под
углом к оси вращения подшипника, что
обеспечивает воспринятие поверхностью
качения роликов значительных осевых
нагрузок. Это является важным преиму-
ществом сферических подшипников. При
воспринятии радиальных нагрузок, дей-
ствующих под углом к поверхности каче-
ния роликов, возникают горизонтальные
усилия, прижимающие ролики к среднему
буртику внутреннего кольца и обусловли-
вающие возникновение силы трения
скольжения (фиг, 104).

Радиальные подшипники
с короткими цилиндриче-
скими роликами. Цилиндрические
роликовые подшипники, как известно,

Фиг. 104. Схема воспринятая на-
грузки сферическим роликовым
подшипником:

1 —наружное кольцо; 2—внутреннее
кольцо;3—ролик; 4—сепаратор

бывают закрытого, полузакрытого и от-

крытого типов. Подшипники закрытоготипа имеют бурты на внутреннем и
наружном кольцах, чем ограничивают перемещение шейки оси по отношению
к корпусу буксы при осевой нагрузке в пределах осевого зазора в обе стороны
(вдоль шейки оси). Подшипники полузакрытого типа, у которых на одном
из колец имеется только один бурт, воспринимают осевые нагрузки, дей-
ствующие в одну сторону шейки оси, и ограничивают перемещение шейки

оси к корпусу в одном направлении, а роликовые подшипники открытого
типа, у которых на одном из колец отсутствуют бурты, не ограничивают
взаимного перемещения шейки и корпуса и не могут воспринимать осевых
нагрузок. Ролики у цилиндрического подшипника имеют форму цилиндра,
образующая поверхности качения роликов является прямой, параллельной
оси вращения подшипника и перпендикулярной действующей радиальной
нагрузке; приходящаяся на ролик радиальная нагрузка равномерно по всей
длине ролика полностью воспринимается его поверхностью качения. При
этом отсутствуют какие-либо горизонтальные усилия, стремящиеся прижать
торцы роликов к буртикам колец и вызвать силу трения скольжения. Всё
это является преимуществами цилиндрических подшипников. Осевые на-
грузки у цилиндрических подшипников воспринимаются только торцами ро-
ликов, при этом между торцами роликов и буртами колец возникают силы
трения скольжения, нарушающие нормальную работу подшипника и приво-
дящие к перераспределению вертикальных усилий на ролик (фиг. 105) и

перенапряжению роликов по концам.

Подшипники с коническими роликами. Такие под-
шипники изготовляются однорядными, двухрядными и четырёхрядными. Ро-
лики имеют форму усечённого конуса, ось которого расположена под углом
к оси вращения подшипника. Конические ролики располагают так, чтобы их
геометрические оси пересекались в одной точке, лежащей на оси вращения под-
шипника, чем предупреждается проскальзывание роликов. Радиальные и осе-

вые нагрузки воспринимаются и передаются поверхностями качения кониче-
ских роликов так же, как и у сферических подшипников. Величина допуска-
емой осевой нагрузки так же, как и у сферического подшипника, зависит
от угла наклона роликов. Радиальные и осевые зазоры регулируются установ-
кой наружного кольца при монтаже подшипников на шейке оси.

Сравнение трёх типов роликовых подшипников.
Рассмотренные типы роликовых подшипников по-разному воспринимают ра-
диальные и осевые нагрузки: подшипники со сферическими и коническими ро-

ликами могут воспринимать

значительные постоянные осевые нагрузки, в то

Фиг. 105. Схема воспринятая
радиальной и осевой нагрузок
цилиндрическим роликовым
подшипником

время как подшипники с цилиндрическими
роликами, постоянно воспринимающие осевые
нагрузки, быстро выходят из эксплуатации
из-за сколов, выкрошивания и шелушения
роликов по концам. Радиальная нагрузка у всех
трёх типов подшипников воспринимается по-
верхностью качения роликов.

Подшипники с цилиндрическими роликами
просты в изготовлении и дешевле других типов
подшипников. В отношении сборки и условий
эксплуатации наиболее простыми являются под-
шипники со сферическими роликами. Подшип-
ники с цилиндрическими и коническими роли-
ками требуют большей точности сборки и
тщательного подбора по радиальным зазорам.
Разность радиальных зазоров у двух парных
подшипников с цилиндрическими роликами,
установленных на одной шейке оси, допускается
до 0,03 мм. При комплектовании двух сфери-

ческих подшипников эта разница допускается до 0,1 мм. Превышение указан-
ной разности в радиальных зазорах влечёт за собой перекос буксы, обуслов-
ливающий перераспределение нагрузки на ролики и преждевременный выход

из эксплуатации цилиндрических подшипников из-за разрушения роликов.
Характеристики основных типов роликовых подшипников, применяемых
в буксах вагонов, приводятся в специальной литературе Ч

Роликовые подшипники (кольца и ролики) изготовляются из хромистой
стали марок ШХ15 и ШХ15СГ по ГОСТ 801-47. Для получения износо-
устойчивости кольца и ролики подвергаются закалке в масле с последующим
низким отпуском. Кольца и ролики должны иметь твёрдость по Роквеллу (шка-
ла С), равную 61—65 Rc. Кольца сепараторов изготовляются из стали марки
Ст. 30, бронзы, латуни или специального литья.

Способы посадки (укрепления) роликовых подшип-
ников на шейку оси. Существуют три вида посадок роликовых под-
шипников на шейку оси: 1) горячая, 2) прессовая и 3) втулочная.

Горячая (тугая) посадка обеспечивает закрепление подшип-
ника на шейке оси за счёт натяга (разности диаметров шейки оси и внутреннего
кольца подшипника), равного 0,012—0,055 мм. Нагреваемое при сборке бук-
сы внутреннее кольцо подшипника расширяется и свободно надевается на
шейку оси; после остывания кольцо сжимается и прочно удерживается на
шейке оси.

Этот способ посадки требует индивидуального подбора подшипников по
шейке оси (по натягу), ибо при малом натяге кольцо может провернуться,

1 К. Ф. Экгольм и В. Ф. Девятков. Вагонные буксы с роликовыми под-
шипниками. Трансжелдориздат, 1953, стр. 34.
а при большом — возникают перенапряжения в металле шейки и кольца,
и последнее может разрушиться. Кроме того, в результате многократного
съёма и надевания подшипников возникают остаточные деформации сопрягае-
мых поверхностей, и для обеспечения необходимой величины натяга требуется
заменять внутренние кольца подшипников.

Прессовая (глухая) посадка состоит в том, что буксу или от-
дельные подшипники насаживают на шейку оси под давлением пресса. Этот
способ сопровождается значительными остаточными деформациями сопря-
гаемых поверхностей шейки оси и колец подшипника.

Втулочная посадка обеспечивает закрепление подшипника на
шейке оси с помощью конусной разрезной втулки, устанавливаемой между
шейкой оси и внутренним кольцом подшипника. Установка втулки сопровож-
дается расширением внутреннего кольца подшипника.

Надёжность закрепления подшипника при втулочной посадке контроли-
руется величиной уменьшения радиального зазора подшипника, обусловлен-
ного продвижением втулки.

Радиальный зазор измеряется щупом между наружным кольцом и роликом.

При этом способе посадки исключается индивидуальный подбор подшип-
ников к шейке оси по натягу, один и тот же подшипник может быть посажен
на ту же шейку неограниченное количество раз (при уменьшении диаметра
шейки до 0,15 мм от номинального размера). К недостаткам этого вида посадки
следует отнести наличие дополнительной детали (втулки) и дополнительной
пары сопрягаемых поверхностей, что приводит к необходимости увеличения
натяга на посадку подшипника, а также усложнение изготовления подшипника
из-за конической поверхности внутреннего кольца. При втулочной посадке га-
бариты и вес роликовой буксы увеличиваются по сравнению с буксами,
имеющими горячую или прессовую посадку.

В целом втулочная посадка оказывается более приемлемой, чем юрячая
или прессовая посадка, и поэтому ей отдаётся предпочтение при проектиро-
вании букс вагонов.

Оборудование вагонов роликовыми подшипниками.
В 1928 г. в СССР начато оборудование роликовыми подшипниками вагонов
пригородного сообщения электрифицированных железных дорог и пассажир-
ских вагонов курьерских поездов Транссибирского направления.

Вагоны электрифицированных дорог оборудованы главным образом под-
шипниками с короткими цилиндрическими роликами № 42624 и 52624 на го-
рячей посадке внутренних колец на шейку оси и частично подшипниками
со сферическими роликами СКФ-1-37906 на втулочной посадке. Пассажирские
вагоны дальнего следования оборудовались главным образом подшипниками
со сферическими роликами СКФ-1-37906 на втулочной посадке и частично
подшипниками с цилиндрическими роликами № 42624 и 52624 на горячей
посадке внутренних колец. Подшипники устанавливались на оси с диамет-
ром шеек 120 мм.

С 1935 г. вагоны Московского метрополитена эксплуатируются с цилин-
дрическими роликовыми подшипниками № 42624 и 52624 на горячей посадке
внутренних колец на шейку оси диаметром 120 мм.

В вагонах метрополитена, пригородных участков электрифицированных
железных дорог и дальнего следования цилиндрические роликовые подшип-
ники размещаются в стальных неразъёмных корпусах (цельнокорпусные бук-
сы); подшипники со сферическими роликами — в разъёмных. В том и другом
случае буксы устанавливаются в челюстных тележках.

С 1951 г. начат частичный перевод на роликовые подшипники пассажир-
ских металлических вагонов длиной 23,6 м и ограниченных опытных партий
грузовых вагонов.

Для этих вагонов применяются два типа роликовых подшипников:

1)	радиальные двухрядные подшипники со сферическими роликами
ЦКБ-529 и ЦКБ-533 (Центральное конструкторское бюро, условное обозна-
чение);
2)	радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами
ЦКБ-530 открытого типа.

Посадка подшипников на шейку оси принята втулочная. Буксы—цельно-
корпусные, устанавливаются для пассажирских металлических вагонов в бес-
челюстную тележку, а для грузовых — в тележку с литыми боковинами. Вту-
лочная посадка при цельнокорпусной буксе обусловливает более сложную
технологию монтажа, чем горячая посадка, но последняя для подшипника
со сферическими роликами, не допускающего разъединения его деталей
(колец и роликов), не может быть применена.

Роликовые подшипники ЦКБ-529 и ЦКБ-530 устанавливаются в пасса-
жирских и грузовых вагонах на шейки диаметром 135 мм.

Подшипники ЦКБ-533 ставятся только в грузовых вагонах на шейки диа-
метром 135 мм.

Ось для пассажирских и грузовых вагонов унифицирована.

Фиг. 106. Букса с цилиндрическим и сферическим подшипни-
ками на втулочной посадке

В пассажирских металлических вагонах длиной 23,6 м подшипники уста-
навливаются на шейку оси в двух вариантах:

1)	один цилиндрический подшипник ЦКБ-530 и один ссЬеоический
ЦКБ-529 (фиг. 106);

2)	два сферических подшипника ЦКБ-529 (фиг. 107).

Для грузовых вагонов буксы комплектуются по трём вариантам:

1)	установка на шейку оси двух сферических подшипников ЦКБ-529;

2)	установка на шейку оси одного цилиндрического подшипника
ЦКБ-530 и одного сферического ЦКБ-529;

3)	установка на шейку оси одного сферического подшипника ЦКБ-533
(фиг. 108).

Конструкция буксы. Букса с одним сферическим и одним цилинд-
рическим подшипниками на втулочной посадке имеет следующие детали
(см. фиг. 106): уплотняющий воротник /, войлочное кольцо 2, сферический
подшипник 3 типа ЦКБ-529, корпус буксы 4, закрепительно-стяжную втулку 5
заднегоподшипника, дистанционное кольцо 6, наружное кольцо 7 цилиндриче-
ского подшипника типа ЦКБ-530, внутреннее кольцо с роликами и сепарато-
ром 8 цилиндрического подшипника типа ЦКБ-530, закрепительно-стяжную
втулку 9 переднего подшипника, торцевую гайку 10, стопорную планку 11, бол-
ты 12 стопорной планки, проволоку 13 для болтов стопорной планки, крепи-
тельную крышку 14, пеньковый жгут 15, бумажную прокладку 16, смотровую
крышку 17, болты 18 смотровой и крепительной крышек, проволоку 19 для бол-

тов смотровой и крепи-
тельной крышек.

Корпус буксы отли-
вается из мартеновской ста-
ли или электростали марки
25-4522 (ГОСТ 977-41).
Внутренняя часть корпуса
буксы под посадку подшип-
ников имеет цилиндри-
ческую шлифованную по-
верхность. Диаметр отвер-
стия равен 300^;^ мм.
Овальность и конусность
допускается до 0,04 мм.
С передней стороны
корпус буксы наглухо
закрывается крепитель-
ной и смотровой крыш-
ками, укреплёнными бол-

Фиг. 107. Букса с двумя сферическими подшипни-

ками на втулочной посадке

тами. Для обеспечения

герметичности задняя

часть корпуса буксы имеет

очертание лабиринта, соответствующее конфигурации уплотняющего ворот-
ника, и канавку для установки войлочного кольца.

Уплотняющий ворот

4	/	2	5

н и к препятствует вытеканию смазки из корпуса
буксы, фиксирует положение корпуса
буксы на шейке оси упором во вну-
треннее кольцо подшипника и яв-
ляется промежуточной деталью
между вращающейся осью и непод-
вижным корпусом буксы. Изготов-
ляется воротник из стали марки

Ст. 5 (ГОСТ 380-50).

Войлочное кольцо обес-
печивает герметичность корпуса
буксы.

Закрепительно-стяж-
ные втулки закрепляют подшип-
ники на шейке оси. Внутренняя по-
верхность втулки имеет форму ци-
линдра, а наружная поверхность—ко-
нус 1 : 12. Один конец втулки имеет
резьбу 2 М 160 X 3, предназначен-
ную для навёртывания съёмного ста-

Фиг. 108. Букса с одним сферическим
подшипником на втулочной посадке:

/—сферический подшипник ЦКБ-533; 2—закрепи-
тельно-стяжная втулка; 3—уплотняющий ворот-
ник; 4—коопус буксы; 5-передняя крышка;
6—задняя крышка; 7-войлочное кольцо; 8- тор-
цевая гайка; 9 — стопорная планка; 10 — болт
стопорной планки; // —проволока для болтов
стопорной планки;4/2—болт

кана при стягивании втулки с шей-
ки оси. Втулка со стороны тонкого
конца по цилиндрической части за-
канчивается переходным радиусом,
равным 60 мм, располагающимся
на длине 5 +2мм. Изготовляются
втулки из стали марок 30 и 20.

Дистанционное кольцо

фиксирует положение наружных колец подшипников на определённом рас-
стоянии друг от друга и обеспечивает закрепление их в буксе; оно
изготовляется из стали марки Ст. 5.

Торцевая корончатая гайка дополнительно закрепляет
подшипники на шейке оси от сдвига в осевом направлении. Гайка имеет
одиннадцать пазов и резьбу 1 М ПО X 4. Для того чтобы торцевая гайка не
могла отвернуться, в её пазы ставится стопорная планка, которая так-
же входит в паз оси и укрепляется к торцу шейки двумя болтами с резьбой
М12. Гайка и планка изготовляются из стали

£ марки Ст. 5.

® Крепительная крышка закрепляет наруж-
| ные кольца подшипников в корпусе буксы;
о она отливается из стали марки 25-4518
с (ГОСТ 977-41). Смотровая крышка предназ-
х начена для осмотра и смазки буксы; она от-
g ливается из серого чугуна марки СЧ 12-28
£ (ГОСТ 1412-48).

5 Для предотвращения вытекания смазки из
| буксы между фланцевой частью крышки и тор-
§ цом буксы ставится пеньковый жгут, пропи-
s тайный олифой, а между смотровой и крепи-
® тельной крышками — бумажная прокладка,
о пропитанная олифой.

= В буксе с двумя сферическими подшип-
= о никами ЦКБ-529 (см. фиг. 107) отсутствуют
5 § дистанционное кольцо и пеньковый жгут, а
g 3 между наружным кольцом переднего подшип-
ника и крепительной крышкой имеется зазор
от 0,5 до 1,0 мм. Этот зазор обеспечивается
1 ® установкой набора прокладочных колец 1
§ § между фланцевой поверхностью крепительной
° g крышки и торцом буксы, а также установкой
а си малых регулировочных колец 2 между торца-
£ * ми закрепительно-стяжной втулки заднего
о s подшипника и внутренним кольцом перед-
« « него подшипника. Зазор 0,5—1,0 мм исклю-
со чает возможность защемления одного ряда
= роликов у каждого подшипника. Наружные
2 кольца, таким образом, остаются незакреп-
£ ленными, это может привести к их прово-
© рачиванию в эксплуатации и, как
£ следствие, к износу и нарушению нор-
ь мальных размеров посадочных мест по
§ цилиндрической части корпуса буксы.
5 Очень важно иметь величину зазора не
3 более 1 мм во избежание заклинивания кор-
с пуса буксы в лабиринте, так как при дейст-
вии осевых усилий корпус буксы может пере-
- мещаться по отношению к наружным кольцам в
£ осевом направлении на величину этого зазора,
ё Установка дистанционного кольца при
двух сферических роликовых подшипниках

для обеспечения закрепления

наружных колец усложняет монтаж буксы,

так как выход закрепительно-стяжной втулки из внутреннего кольца под-
шипника непостоянный и меняется в пределах от 24 до29лш в зависимости
от допусков и износов по сопрягаемым поверхностям втулки с шейкой оси
и внутренним кольцом подшипника. В этом случае во избежание защемле-
ния роликов необходимо в каждом отдельном случае в зависимости от вели-
чины выхода втулки подбирать дистанционные кольца, отличающиеся от
выхода втулки на ±0,02 мм.

По простоте монтажа и надёжности закрепления наружных колец уста-
новка в корпус буксы сферического и цилиндрического подшипников откры-
того типа является наиболее целесообразной. В этом случае сферический
подшипник воспринимает радиальные и осевые нагрузки, а цилиндрический
только радиальные.

Монтаж буксы с одним сферическим и одним цилиндрическим
подшипниками на втулочной посадке производится следующим
образом (фиг. 109).

Уплотняющий воротник /, нагретый до температуры 150°, устанавли-
вается на предподступичную часть оси до упора в её торец. Закрепление
его обеспечивается натягом в пределах от 0,04 до 0,2 мм. Нагревается воротник
в масляной или воздушной ванне. После остывания воротника лекальным уголь-
ником проверяется перпендикулярность его к цилиндрической части шейки оси.

В паз корпуса буксы (с лабиринтной стороны) закладывается войлочное
кольцо^, предварительно пропитанное при температуре 70—80° смесью транс-
форматорного масла с техническим вазелином. При этом необходимо следить,
чтобы выход кольца из паза не превышал 1,5—2 мм во избежание последую-
щего нагрева вследствие трения его о воротник.

Сферический роликовый подшипник 3 устанавливается в корпус буксы
до соприкосновения с упорным буртом корпуса. Предварительно в ряд роли-
ков, обращённых к уплотняющему воротнику, и в лабиринтную часть буксы
закладывается смазка. Корпус буксы 4 надевается на шейку оси до упора
внутреннего кольца заднего подшипника в уплотняющий воротник. Между
шейкой оси и внутренним кольцом заднего подшипника вводится закрепи-
тельно-стяжная втулка 5, смазанная тонким слоем трансформаторного
масла. При помощи монтажной втулки № 2, которая навинчивается на
нарезную часть шейки оси, перемещаются закрепительно-стяжная втулка и
подшипник до плотного прилегания внутреннего кольца подшипника к торцу
уплотняющего воротника (фиг. 110). Такой способ установки подшипни-
ка и осуществляемый при этом контроль той же втулкой № 2 необхо-
димы для надёжности укрепления подшипников на шейке оси. Одновре-
менно проверяется плотность установки
закрепительно-стяжной втулки между
внутренним кольцом и шейкой. Затем
измеряется радиальный зазор подшип-
ника в свободном состоянии на шейке
оси. Замер производится щупом в нижней
части буксы между нижним роликом и
наружным кольцом.

Закрепление подшипника осуще-
ствляется запрессовкой закрепительно-
стяжной втулки при помощи пресса. В
процессе запрессовки производится из-
мерение радиального зазора. Зазор
измеряется щупом под тем же нижним
роликом.

Уменьшение радиального зазора на
величину 0,05—0,06 мм от первона-
чально замеренного в свободном состоя-
нии на шейке оси обеспечивает надёж-

ность закрепления подшипника на шейке оси. Натяг подшипника опреде-
ляется как разность радиальных зазоров, измеренных в свободном со-
стоянии подшипника на шейке оси и после его закрепления на ней.

Затем в корпус буксы вводится дистанционное кольцо 6 (фиг. 109), из-
меряется вылет закрепительно-стяжной втулки и закладывается смазка.
После этого устанавливается сначала наружное кольцо цилиндрического
подшипника 7, затем внутреннее кольцо вместе с роликами 8 и вводится
вторая закрепительно-стяжная втулка 9, смазанная тонким слоем транс-
форматорного масла. Плотность прилегания внутреннего кольца переднего
подшипника к торцу закрепительно-стяжной втулки заднего подшипника конт-
ролируется монтажной втулкой № 5, навинчивающейся на нарезную часть
шейки оси (подобно тому, как это показано на фиг. 110 для втулки № 2). За-
крепление переднего подшипника и измерение радиальных зазоров произво-
дятся аналогичным способом, как и для заднего подшипника.

Затем на нарезную часть шейки оси навинчивается торцевая гайка 10,
устанавливается и укрепляется стопорная планка 11. Болты стопорной
планки 12 связываются проволокой 13. Передняя часть корпуса буксы и 2/з
объёма крышки заполняются смазкой № 1-13 (ГОСТ 1631-52). Между фланце-
вой поверхностью крепительной крышки и торцом буксы закладывается

Фиг. 111. Букса с двумя цилиндрическими подшипниками на горячей посадке:

1 — уплотняющий воротник; 2 — внутреннее кольцо заднего подшипника; 3 — малое дистанционное
кольцо; 4 — внутреннее кольцо переднего подшипника; 5 - войлочное кольцо; 6 — наружное кольцо
с роликами и сепаратором заднего подшипника; 7 - большое дистанционное кольцо; 8 - наружное
кольцо с роликами и сепаратором переднего подшипника; 9—корпус буксы; Ю- упорное кольцо;
//-ториевая гайка; /2—стопорная планка; 13—болт стопорной планки; 14—проволока для болтов
стопорной планки; /5—крепительная крышка; 16 - смотровая крышка; /7—шпильки; 18—корончатая
гайка; 19—шплинт

пеньковый жгут /5, между крепительной и смотровой крышками проклады-
ваётся бумага 16, пропитанная олифой. Крепительная крышка 14 вместе со
смотровой 17 прикрепляется к корпусу буксы. Болты крепительной крышки
18 попарно и все четыре болта смотровой крышки связываются проволокой 19.

Правильность сборки буксы с роликовыми подшипниками проверяется
лёгкостью вращения её вокруг шейки и зазором 0,5—2,0 мм между флан-
цевой поверхностью крепительной крышки и торцом корпуса буксы.

При монтаже буксы с двумя сферическими роликовыми подшипниками
(см. фиг. 107) исключаются операции по установке дистанционного кольца,
пенькового жгута и отдельно наружного кольца переднего подшипника.
Все остальные операции аналогичны указанным выше.

При горячей посадке роликовых подшипников на шейку оси
устанавливаются два цилиндрических подшипника в неразъёмном корпусе
буксы (фиг. 111). Монтаж их начинается с постановки уплотняющего ворот-
ника 1, как и при втулочной посадке. Внутренние кольца подшипников перед
надеванием на шейку нагреваются в масляной ванне до температуры 100—
120°. На шейку оси сначала надевается внутреннее кольцо заднего подшип-
ника 2 (вплотную к уплотняющему воротнику), затем малое дистанцион-
ное кольцо 3, потом внутреннее кольцо переднего подшипника 4, а за ним
упорное кольцо 10, ивсеэти детали закрепляются торцевой гайкой 11, навин-
ченной на нарезную часть оси.

После остывания внутренних колец торцевая гайка отвинчивается, сни-
мается упорное кольцо, щупом проверяется плотность прилегания внутрен-
(147)

(148)

него кольца заднего подшипника к уплотняющему воротнику. Щуп толщиной
0,05 мм не должен проходить в зазор. Одновременно в корпус буксы 9 уста-
навливаются наружные кольца подшипников 6 и 8 вместе с роликами. Между
подшипниками устанавливается большое дистанционное кольцо 7. Предва-
рительно так же, как и при втулочной посадке, в пазу буксы устанавливается
войлочное кольцо 5. Затем ролики, помещённые в корпусе буксы, смазыва-
ются смазкой № 1-13 и корпус буксы надевается на внутренние кольца,
закреплённые на шейке оси. На конец шейки оси устанавливается упорное
кольцо 10 на нарезную часть оси навинчивается торцевая гайка 11, и дальней-
ший монтаж производится так же, как и при втулочной посадке.

5. РАСЧЁТ РОЛИКОВЫХ ПОДШИПНИКОВ

Под расчётом роликовых подшипников понимается: а) проверка проч-
ности рабочих элементов роликового подшипника, т. е. определение величины
деформаций и напряжений в роликах и кольцах, и б) проверка долговечности
подшипников.

При проверке прочности определяется наибольшая нагрузка, приходя-
щаяся на ролик. Эта нагрузка равна:

О _ 4,6
0 z

где Рп — радиальная нагрузка на подшипник;
z—число роликов в подшипнике.

Максимальные напряжения в ролике равны1:

.„„-0.418)/

где PQ — наибольшая нагрузка, приходящаяся на ролик;

d — диаметр ролика;

Е — модуль упругости при растяжении;

/ — длина ролика;

Ri—радиус дорожки колец подшипника:

знак плюс для напряжения в точке контакта с внутренним кольцом
радиусом /?х; знак минус для напряжения в точке контакта с на-
ружным кольцом радиусом Р2.

Основной задачей расчёта роликовых подшипников является определение
их долговечности.

Появление на поверхности дорожек колец и роликов шелушения является
признаком окончания срока службы роликового подшипника. Шелушение вы-
ражается в отставании поверхностного слоя металла вследствие его усталости
и износа.

Обычно подбор роликовых подшипников при проектировании вагонной
буксы сводится к следующему:

1.	Устанавливаются типы и количество подшипников.

2.	Определяются условная радиальная нагрузка и среднее число оборотов
подшипника.

Условная радиальная нагрузка Ру определяется из выражения

Ру — (рп + тНп) кб Кк кг,	(149)

где Рп — фактическая радиальная нагрузка в кг;

Нп — фактическая осевая нагрузка в кг;

1 Формула (148) справедлива для случая, когда модули упругости ролика и ко-
лец одинаковы. Более подробно о расчёте роликовых подшипников см. Машинострое-
ние, Энциклопедический справочник, т. II, Машгиз, 1948, стр. 572—580. К. Ф.Экгольм и
В. Ф. Девятков. Вагонные буксы с роликовыми подшипниками. Трансжелдориздат^
1953, стр. 36—44.
т — коэффициент приведения осевой нагрузки к условной радиальной,
учитывающий неодинаковое их влияние на долговечность под-
шипников;

Кб — коэффициент, учитывающий характер нагрузки на подшипник и
условия работы;

кк—коэффициент, учитывающий влияние вращения наружного или
внутреннего кольца подшипника на его долговечность.

Среднее число оборотов в минуту п обычно определяется по средней
технической скорости vcp в км!часу характерной для вагона данного
типа, при среднем диаметре колеса DK в мм

3.	Устанавливается требуемая долговечность подшипника Тп в часах
и определяется Сп — постоянная, называемая коэффициентом работоспособ-
ности подшипника:

Сп = Ру(пТпУ>>*.	(151)

4.	По каталогам роликовых подшипников находят размеры подшип-
ника, обеспечивающие необходимое Сп.

В каталогах обычно имеются таблицы, значительно сокращающие
необходимые вычисления.
ГЛАВА VII

РЕССОРЫ И ПРУЖИНЫ

1.	НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ РЕССОР И ПРУЖИН

По ОСТ 6933 установлено следующее различие между названиями рессора
и пружина: рессорой называется упругая деталь, собранная из отдельных
полос, листов или колец, а пружиной — упругая деталь, изготовленная за-
вивкой.

У вагонов рессоры или пружины обязательно применяются в двух главных
местах:

1)	между рамой вагона и колёсными парами для смягчения толчков, пере-
даваемых кузову колёсными парами при качении последних по обычным не-
ровностям пути (стыковые впадины, пучины, перекосы и т. д );

2)	на концах, а иногда и посредине рамы вагона в ударно-тяговых прибо-
рах для смягчения толчков при соударениях вагонов на манёврах, при тро-
гании поезда с места и при его торможениях.

Рассмотрим первую группу рессор и пружин.

У неподвижного вагона рессоры или пружины, поддерживающие раму
и кузов, находятся всегда под статической нагрузкой. Прогиб рессор, вызы-
ваемый такой нагрузкой, называется статическим и величина его
имеет большое значение для плавности хода вагонов. При движении вагона по
неровностям пути кузов (вместе с рамой) приходит в колебательное движение
относительно колёсных пар; при этом в некоторые моменты времени нагрузка
на рессоры или увеличивается или уменьшается по сравнению со статической
нагрузкой на величину, называемую динамической нагрузкой. Наи-
большая величина нагрузки на рессору (как сумма статической и динамиче-
ской) служит для расчёта рессор на прочность, а по наименьшей величине на-
грузки (разность статической и динамической) судят о безопасности качения
колёсных пар (имея в виду сход с рельсов).

Промежуток времени между двумя смежными наибольшими или наимень-
шими нагрузками (обычно меньше 1 сек.) и отношение наибольшей динами-
ческой нагрузки к статической служат показателями плавности хода вагонов.

Смягчающее действие рессор при передаче кузову толчков, получаемых
колёсными парами при проезде ими неровностей пути, заключается в следую-
щем. Рассмотрим неровность пути в виде стыковой впадины abc (фиг. 112),
являющейся следствием понижения концов рельсов в стыках.

При движении вагона колёсная пара, проходя стыковую впадину, снача-
ла опускается на всю её глубину А, катясь по ab, а около точки b быстро из-
меняет своё нисходящее движение на восходящее для дальнейшего качения
по Ьс и поднятия на ту же высоту А. Вследствие этого около точки b в момент
быстрого изменения направления движения колёсной парой появляются зна-
чительные ускорения, которые действуют на неё подобно сильному толчку.

Если бы между колёсной парой и рамой вагона не было рессор, то кузов
вагона описывал некоторой своей точкой, например аъ линию alt blf clf одинако-
вую с линией abc, и подвергался бы поэтому такому же сильному толчку от
стыковой впадины, который испытывает сама колёсная пара.
При наличии же рессор кузов вагона получает толчок от стыковой впади-
ны значительно слабее, чем тот, которому подвергается сама колёсная пара.
Когда колёсная пара опускается во впадину, катясь по её склону ab, кузов
вагона, поддерживаемый рессорой (которая благодаря своей упругости не-
сколько разжимается при этом), опускается медленнее, чем колёсная пара,
двигаясь по линии alBlf а не по линии а1Ь1.

Около точки 6, в которой колёсная пара получает толчок, рессора благо-
даря своей упругости и способности сжиматься не подбрасывает вверх кузов,
соответственно подъёму колёсной пары, а начинает сжиматься, позволяя ку-
зову продолжать своё дальнейшее относительно медленное понижение по ли-
нии По мере последующего поднятия колёсной пары при вкатывании её

Фиг. 112. Движение вагона по неровностям пути

на встречный склон Ьс впадины и продолжающегося опускания кузова рессора
всё более и более сжимается, сила упругости рессоры возрастает и останав-
ливает опускание кузова в точке В2. В этой точке рессора получает наибольшее
сжатие.

При дальнейшем качении колёсной пары по склону Ь2с сжатая рессора
начинает разжиматься и постепенно поднимать кузов по линии В^С.

Таким образом, благодаря упругим свойствам рессор движение кузова
происходит не по линии одинаковой со впадиной abct а поболее пологой
линии с^ВуВэС, вследствие чего перемена направления движения кузова про-
исходит с меньшим ускорением и кузов вагона воспринимает толчок значитель-
но слабее или, как говорят, мягче, чем сама колёсная пара.

Кроме стыковых впадин, в некоторых местах прямого пути имеются неров-
ности, называемые перекосами пути, при которых в одном рельсе образуются
в вертикальном направ-
лении пологие впадины,
на протяжении которых
головки обоих рельсов
не лежат на одном уров-
не. Глубина таких впа-
дин на длине 5 — 6 м
иногда доходит до 15мм.

Плавная форма впа-
дины не вызывает рез-

ких толчков, но усиливает боковую качку вагонов и увеличивает верти-
кальные колебания.

В колёсных парах также иногда бывают отклонения от правильной формы,
влекущие за собой передачу кузову вертикальных толчков.

Одним из таких отклонений являются ползуны на поверхности катания ко-
лёс (фиг. ИЗ). Ползуны при каждом обороте колёсной пары передают вагону
короткий резкий вертикальный толчок. Согласно § 264 ПТЭ глубина ползуна
а стальных колёс допускается не более 2 мм.

У некоторых колёсных пар центр шейки оси не совпадает с центром кру-
га катания колеса. Качение таких колёсных пар сопровождается последо-
вательным подниманием и опусканием шейки оси относительно её среднего
центрального положения, вследствие чего кузову вагона передаются сравни-
тельно плавные подталкивания.
Вторая группа — пружины, располагаемые в горизонтальном положении
в буферах, упряжных приборах и поглощающих аппаратах автосцепки, — на-
ходится у неподвижно стоящих вагонов лишь под небольшим усилием—натягом.
При соударениях же вагонов на манёврах, при трогании поезда с места локомо-
тивом и при торможениях эти пружины, смягчая удар сталкивающихся вагонов,
подвергаются действию весьма значительных сил, нередко сжимаясь до отказа.

2.	КОНСТРУКЦИИ РЕССОР И ПРУЖИН

В вагонах рессоры и пружины употребляются следующих типов:
рессоры: 1) листовые: а) незамкнутые и б) эллиптические; 2) торсион-
ные; 3) кольцевые;

пружины: 1) винтовые: а) цилиндрические и б) конические; 2) спиральные.

В листовых рессорах материал подвергается главным образом изгибу, в
торсионных — кручению и в кольцевых — растяжению и сжатию.

В пружинах при их растягивании или сжатии материал подвергается
главным образом кручению, а при перекашивании со смещением одного конца
относительно другого и изгибу.

Листовые и кольцевые рессоры обладают значительным внутренним тре-
нием между листами и кольцами при их взаимных перемещениях. Внутреннее
трение цилиндрических и спи-

ральных пружин весьма мало
и практически считается, что
пружины не имеют внутреннего
трения.

В торсионных рессорах тре-
ние имеется лишь в опоре,
поддерживающей конец вала,
на который надет рычаг, вос-
принимающий усилие.

Качество рессор и пружин
характеризуется их упругими
свойствами, выносливостью и

н----------------------1010*3

Фиг. 114. Незамкнутая листовая рессора

внутренним трением. Рессоры и пружины изготовляются из специаль-
ных сортов стали повышенной прочности и подвергаются термической об-
работке (закалке и отпуску), дополнительно повышающих (почти в 1,5 раза)

прочность стали. Повышенная прочность материала вызывается конструк-
тивными соображениями, согласно которым размеры и вес вагонных рессор и
пружин приходится выбирать наименьшими. Высокие механические качества
материала требуются также для достижения необходимых гибких качеств

рессор и пружин.

Листовые рессоры, а) Незамкнутые. Незамкнутые листовые рессоры
(фиг. 114) являются наиболее распространёнными у нетележечных вагонов,
а также применяются и в тележках четырёхосных вагонов. Рессоры распо-
лагаются над буксами, опираясь на них хомутами и поддерживая своими
концами подвешенную к ним посредством серёг, колец или рессорных
болтов раму кузова или тележки. Поэтому такие рессоры часто называются
ещё надбуксовыми или подвесными.

Рессора состоит из отдельных изогнутых по дуге окружности листов раз-
ной длины. По середине листы соединяются стальной шпилькой и прочно на-
саженным на них в горячем состоянии стальным хомутом, который по осты-
вании плотно сжимает листы.

Листовые рессоры различаются по числу листов: у грузовых вагонов 12—
13 листов, у пассажирских 6—14 листов.

Верхний лист, которым рессора соединяется с рамой вагона или тележки,
имеет по концам ушки (завитки) и называется коренным листом.
Прилегающие к нему один-два листа, имеющие длину не меньше расстояния
между центрами ушков (опор), называются подкоренными. Остальные
листы, называемые наборными, имеют постепенно уменьшающуюся
длину и концы, обрезанные по форме трапеции.

Верхний подкоренной лист обрезается прямо для более прочного под-
держания ушка, причём у вагонов с наклонными серьгами он делается
иногда для той же цели с загибом, обхватывающим ушко коренного листа на
1/4 его окружности. Главное назначение этого загиба заключается в том, что
при отломе у коренного листа основного ушка загиб подкоренного листа

удерживает конец рессоры от упора в раму для уменьшения перекоса рессоры.

В рессорах, применяемых на некоторых тележках, у коренного листа
иногда вместо ушков делается утолщение в виде валика с вырезом посредине
(фиг. 115); в таких случаях рессорные болты имеют крюки, которыми и наде-
ваются на упомянутые утолщения. В крюке делается перегородка, входящая
в вырез валика и предохраняющая крюк от соскакивания.

Для вагонных рессор применяется преимущественно так называемая же-
лобчатая сталь (фиг. 116); такая форма придаётся листам во избежание сдвига
их концов поперёк рессоры. У желобчатой стали поперечное сечение несиммет-
рично относительно горизонтальной нейтральной оси, вследствие чего напряже-
ния в крайних волокнах неодинаковы
(наиболее напряжёнными являются во-
локна валика).

От передвижения вдоль рессоры
листы удерживаются упомянутой выше
шпилькой. Кроме желобчатой, иногда

Фиг. 115. Коренной лист
рессоры с валиком
и рессорный болт

Фиг. 116. Желобчатая
сталь

применяется и плоская сталь, не имеющая желобков и валиков. Поперечное
сечение желобчатой стали для рессорных листов преимущественно имеет
размеры: 76 х 10, 76 X 13, 89 х 13 и 100 X 13 мм.

Расстояние от прямой, проведённой через центры ушков, до коренного
листа, измеренное около хомута, называется у ненагруженной рессоры фаб-
ричной стрелой выгиба рессоры (размер 99±6 мм на фиг. 114).
У рессоры же, находящейся под грузом, это расстояние называется просто
стрелой выгиба рессоры. Расстояние от прямой, проведённой
через центры ушков коренного листа до нижней поверхности нижнего листа,
которой он опирается на буксу, называется высотой рессоры, соответ-
ственно— фабричной и под грузом.

Длина листовых рессор определяется расстоянием между центрами ушков
при выпрямленном коренном листе; у грузовых вагонов она обычно состав-
ляет 1 040—1 100 мм, а у пассажирских вагонов 1 000—1 800 мм и реже
2 000 мм; более длинные рессоры не изготовляются, так как они получаются
слишком тяжёлыми и мало удобными в обращении с ними.

Число листов рессоры зависит от грузоподъёмности вагона; так, в двух-
осных вагонах грузоподъёмностью 16,5—18 т ставятся рессоры 12-листовые
сечением 76 х 13 мм, а грузоподъёмностью 20 т— 13-листовые того же се-
чения.

б)	Эллиптические рессоры. В некоторых тележках пассажирских
и изотермических вагонов при передаче веса кузова раме тележки при помощи
специального устройства, называемого люлькой, применяются многорядные
рессоры особой конструкции. Первые такие рессоры имели форму эллипса
и поэтому они были названы эллиптическими. Это название сохранилось за
ними до сих пор, несмотря на то, что последующие конструкции таких рес-
сор в значительной мере утратили своё сходство с эллипсом.

Эллиптические рессоры ставятся также и в тележках грузовых вагонов
с так называемым комбинированным подвешиванием.

Эллиптические рессоры имеются следующих конструкций.

1.	Рессоры Галахова (фиг. 117). В 1909 г. техник бывших Там-
бовских вагонных мастерских Н. К. Галахов предложил конструкцию эллип-
тических рессор, которая по гибкости и простоте устройства считается одной
из лучших. Эти рессоры состоят из двух половинок—верхней и нижней, со-
ставленных каждая обычно из пяти одинаковых незамкнутых рессор, со-
единённых по концЗхМ со специальными стальными накладками, могущими
покачиваться одна в другой подобно шарниру. Нижние накладки 1
(фиг. 117, б) имеют продольный буртик в виде валика с радиусом закругле-
ния 8 мм, верхние накладки 2 имеют продольный жёлоб, в который входит
валик нижней накладки.

Для предупреждения сдвига верхней половины рессоры относительно
нижней (вдоль желобов) валики нижних накладок имеют в середине вырезы
на длине 40 мм, в которые входят особые вкладыши 5 верхних накладок.
Особенностью рессор Галахова является отсутствие постоянного соединения
верхних рессор с нижними, что представляет большие удобства при пере-
носке и ремонте.

Рессоры Галахова обычно изготовляются пятирядными по 6—7 листов из
желобчатой стали сечением 76 х 10 мм. Длина хорды в свободном состоянии
составляет 850—930 мм, а фабричная высота около 400 мм.

2.	Рессоры Брауна (фиг. 118). Этот тип рессор изобретён в 1900 г.
бывшим кузнечным мастером Главных мастерских Петербурго-Варшавской ж. д.
И. О. Брауном.

И. О. Браун в своей конструкции устранил шарниры, которые имелись
в рессорах прежних конструкций и подвергались частым изломам, соединив
коренные листы при помощи стальной широкой накладки П-образного сечения.
У этих рессор имеется коренной и подкоренной листы в каждой половине рес-
соры (верхней и нижней), которые во избежание излома около накладок часто
делаются тоньше наборных. Так, коренные и подкоренные листы имеют сечение
76 х 8 мм, а наборные 76 X 10 мм. В каждой половине рессоры обычно бы-
вает 5 листов.

Длина рессоры в свободном состоянии (между центрами болтов) состав-
ляет около 950 мм, а фабричная высота — около 350 мм.

Рессоры Брауна по сравнению с остальными эллиптическими рессорами
являются более жёсткими, но по конструкции своей они довольно просты

Фиг. 118. Рессора Брауна

Фиг. 119. Рессора Бабина

и удобны для изготовления и ремонта. По мере увеличения нагрузки на рес-
сору Брауна точки касания верхних и нижних половин сближаются между
собой (уменьшается рабочая длина рессоры) и тем самым возрастает её жёст-
кость

3.	Рессоры вагонов Московского метрополитена

119). Эти рессоры сходны с рессорами
Галахова, но отличают-

конструкции инж. В. И. Бабина (фиг.

Сечение по л д

Торда фаЩйш

-------571 г з



— Г 5

Фиг. 120. Рессора тележки ^грузового вагона

подобно рессорам Галахова, верхняя половина не
нения с нижней, а свободно накладывается на

сяотних формой накла-
док. Соприкасающиеся
поверхности накладок
имеют цилиндрическую
форму, вследствие чего
по мере нагружения
рессоры точки касания
накладок по обоим кон-
цам рессоры несколько
сближаются между со-
бой, уменьшая этим ра-
бочую длину рессоры и
тем самым уменьшая
гибкость рессоры и уве-
личивая её сопротивле-
ние.

4. Эллиптиче-
ские рессоры
тележек грузо-
вых вагонов (фиг.
120). У этих рессор,
имеет постоянного соеди-
специальные наконечники

нижней половины. В наконечниках имеется с 'наружных сторон рессоры по
сквозному отверстию, в которые свободно входят загнутые концы коренных
листов, чем предотвращается взаимное перемещение половин рессоры.

Пружины, а) Цилиндрическая п ру ж*и н а (фиг. 121) пред-
ставляет собой завитый по винтовой линии пруток стали с одинаковыми рас-
стояниями а между рабочими витками. Чаще всего пружины изготовляются
из прутков круглого поперечного сечения, но иногда и из прутков прямо-
угольного сечения.

У крайних витков пруток оттягивается для того, чтобы опорные поверх-
ности были плоскими и перпендикулярными оси пружины, что необходимо для
устойчивости последней. Длина каждого оттянутого конца делается равной
3/4 длины средней окружности пружины.

Цилиндрические пружины различаются: диаметром прутка d при
круглой стали или размерами сторон h и b при стали прямоугольного
сечения, диаметром средней линии пружины Dcp (или наружным диамет-
ром DHap), высотой пружины Исв в свободном состоянии и числом рабочих
витков пружины п (или полным числом витков мл).

Фиг. i2l. Цилиндрическая пружина

Фиг. 122. Двухрядная
цилиндрическая
пружина



Число рабочих витков м, т. е. витков, деформация
вает прогиб всей пружины, равно полному числу витков
опорных витков. Поэтому вообще число рабочих витков

3

п = пп — 2 • — = пп — 1,5.
л 4 л

которых вызы-
пп за вычетом

(152)

Однорядные пружины применяются в некоторых двух- и трёхосных пас-
сажирских вагонах и в тележках.

В тележках грузовых вагонов обычно применяются двухрядные пружины
(фиг. 122), состоящие из: наружной пружины—из прутков стали большего
диаметра и с малым числом витков и внутренней — из прутков стали мень-
шего диаметра и с большим числом витков. Для того чтобы при сжатии витки
внутренней пружины не зажимались наружной (при их перекосе), пружины
завиваются в разные стороны. В некоторых тележках пассажирских вагонов
имеются многорядные цилиндрические пружины (фиг. 123) из прутков прямо-
угольного сечения (с выпуклыми малыми сторонами). В многорядных пружи-
нах размеры прутков также уменьшаются от наружной пружины к внутрен-
ней, а число витков соответственно увеличивается.

б)	Спиральные пружины завиваются из полосовой стали та-
ким образом, что каждый виток входит внутрь соседнего витка, образуя в
плане спираль. Такие пружины имеются двух типов: буферные (фиг. 124),
изготовляемые из стали сечением 150x7 мм и применяемые в буферах неко-
торых вагонов, и аппаратные сечением стали 130x7 мм, применяемые в
тяговых аппаратах при сквозной упряжи.
улучшения плавности хода вагона более пригод-
ными пружинами, поддерживающими кузов, яв-
ляются специальные пружины переменной жёст-
кости, возрастающей с увеличением нагрузки.
Такие пружины называются апериодиче-
скими. К числу их можно отнести коническую

янным шагом величина

поставленную
системы инж.

пружину с постоянным шагом,
в первых конструкциях тележек
А. Г. Ханина х.

в) Конические пружины. У цилиндрических пружин с посто-
прогиба прямо пропорциональна нагрузке, т. е. они
обладают постоянной жёсткостью. Однако для

— в свободном
состоянии 250

Фиг. 124. Спиральная (буферная) пружина

Фиг. 123. Четырёхрядная
цилиндрическая пружина

3.	ГИБКИЕ СВОЙСТВА РЕССОР И ПРУЖИН

Для всякой рессоры (пружины) принято определять: 1) высоту Игр
под грузом Р (фиг. 125), 2) свободную высоту Нсв (в ненагруженном со-
стоянии) и 3) прогиб /, полученный под нагрузкой.

Фиг. 125. Основные размеры рессор и пружин

Нгр имеет значение для положения кузова вагона по высоте, Нсв не-
обходимо при ^изготовлении рессоры, a f определяет спокойствие хода
вагона. Прогиб рессоры, полученный от спокойно лежащего на ней груза,
называется статическим прогибом f = Hce — Нгр. У листовых рессор для
более удобного измерения прогиб определяется размерами Нсв и Нгр около
хомута так, что f = Hce — Нгр.

У пружин наибольший прогиб fmax ограничен сжатием пружины "до
соприкасания витков, что определяется наименьшей высотой Нсж при
еждтии до отказа.

Гибкие свойства рессор (пружин) определяются одной из двух вели-
чин: коэффициентом жёсткости, или просто жёсткостью рессоры, и коэффи-
циентом гибкости, или просто гибкостью рессоры.

Во многих расчётах удобнее пользоваться жёсткостью рессор, но
иногда рессоры сравниваются и по их гибкости.

1	См. главу IX.
Жёсткостью рессоры (пружины) ж называется нагрузка в кг, вы-
зывающая прогиб рессоры (пружины) в 1 см.

Для рессор, имеющих пропорциональность между нагрузкой и проги-
бом, справедливо равенство

(153)

где Р—нагрузка на рессору в кг,

ж — жёсткость рессоры в кг/см,

f — прогиб рессоры в см.

Гибкостью рессоры (пружины) /0 называется прогиб рессоры
(пружины) в см под нагрузкой в 1 т.

Для рессор, у которых прогиб пропорционален нагрузке, справед-
ливо равенство

f=Pf0,	(154)

где f—прогиб рессоры в см,

Р — нагрузка на рессору в tn,

f0 — гибкость рессоры в см!т.

В табл. 17 приведены средние величины жёсткости и гибкости не-
которых рессор и пружин, причём для эллиптических рессор данные
указаны по отношению к целому комплекту, состоящему из нескольких
рядов рессор.

Таблица 17

Гибкие свойства некоторых вагонных рессор и пружин

Гибкие свойства	12-листовая рессора гру- зового вагона	Эллиптичео  Г алахова	кие рессоры  Брауна	Цилиндриче- ская 4-ряд- ная пружина пассажир- ского вагона
Жёсткость ж в кг]см	  Гибкость /0 в см]т ........  При принятых определен ж [кг/см] и гибкости рессоры зависимость	1 150 0,87  иях (разм fo [см/т] к  mf0 = 1 000	1 180—770  0,85—1,30  ерностях)  гежду нимг	1 020—930 0,98—1,07  жёсткости I существу!	1 250 0,8  1 рессоры ет простая  (155)

при которой, зная жёсткость рессоры ж [кг/см], можно определять гиб-
кость f0 [см/tn] и наоборот.

В теоретических расчётах при обозначении жёсткости и гибкости
рессор одинаковыми весовыми единицами и одинаковыми мерами длины
упомянутая зависимость выражается формулой

^/о=1-	(156)

В рессорных комплектах, состоящих из нескольких параллельно
расположенных рессор или пружин, имеющих разные жёсткости
ж19 ж2,..., жп, сжимаемых таким образом, что все рессоры одновре-
менно получают одинаковый прогиб f, жёсткость ж всего комплекта
определяется следующим образом.

Возьмём трёхрядную пружину с жёсткостью отдельных пружин ж19
ж2 и ж3. Требуется определить жёсткость ж трёхрядной пружины (ком-
плекта).

Нагрузим отдельные пружины силами Р19 Р2 и Р3 так, чтобы они
получили одинаковый прогиб f. Тогда согласно формуле (153) получим?

Р± = ж$,

Р2 = ж2/,

Рз =
Складывая эти выражения, получим

Р = Л +	+ Рз = (^1 + Ж2 + ж3) f = otcf,

где Р — общая нагрузка на трёхрядную пружину, откуда
ж =	+ ж2 + ж3.	(157)

Таким образом, жёсткость ж рессорного комплекта, состоящего из
нескольких параллельно расположенных рессор (пружин), сжимающихся
одновременно на одну и ту же величину /, равна

ojz* — /мг

^1)

(158)

где ж1— жёсткость каждой составляющей рессоры (пружины).

Если в рассматриваемом случае вместо жёсткостей
отдельных рессор (пружин) имеются их гибкости /01,

Фиг. 126. Расположение пружин

Ж1У Ж2 И Ж3
/о2 И /о3, то гиб-
кость f0 рессорного комплекта мо-
жет быть определена на основании
зависимости (155).

Для двухрядных пружин, име-
ющих наибольшее распространение,
формулы общей жёсткости и гибко-
сти имеют вид

ж = ж1+ ж2	I

1000 =^ .	(159)

° Ж /о1 + /©2 |

Рассмотрим случай, когда рессоры или пружины разных гибкостей
f01, /ози/оз расположены последовательно одна над другой и
по одной в каждом ярусе (фиг. 126, а).

Под действием силы, равной 1 т, каждая рессора (пружина) полу-
чит соответствующий прогиб f19 f2 и f3 (весом самих рессор здесь пре-
небрегаем), вследствие чего прогиб всей системы, или её гибкость, со-
ставит

/о = /ох + /ог + /оз-	(160)

Вообще при последовательно расположенных рессорах, по одной
в каждом ярусе, гибкость /0 рессорного комплекта определяется из вы-
ражения

fo = Sfo/.	(161)

где fQi — гибкость каждой составляющей рессоры.

Заменяя гибкости соответствующими жёсткостями, получим после
преобразования для рассматриваемого случая (фиг. 126,а) жёсткость
комплекта

ГИГ
jtv 1 >zrt-2 ^3

«ZrL 1 JTv 2 Лги 1 J	2	3

или

При последовательном расположении рессор (пружин), если они раз-
мещаются в каждом ярусе не по одной, а по нескольку (фиг. 126,6),
как это имеет место у вагонов с двойным и тройным подвешиванием,
удобнее прежде определять прогибы flf f2 и f3 рессор каждого яруса по
риходящимся на них нагрузкам Рх, Р2, Р3 в соответствии с жёсткостями
каждой из них и полученные прогибы складывать для определения об-
щего прогиба f всей рессорной системы под действием приложенной
к ней силы Р. Таким образом, f = fr + f2 + f3-

Тогда по общему прогибу f от силы Р, действующей на всю рессор-
ную систему, может быть определена жёсткость или гибкость той части
системы, к которой приложена сила Р.

При действии наклоняющего момента М на балку, поддерживаемую
рессорами (пружинами) А и В (фиг. 127), между углом (3 поворота
балки около середины С
и моментом М имеется еле-

дующая зависимость.

Обозначим жёсткость
каждой рессоры через ж
и расстояние между ними
через 2&3.

При повороте балки на
угол ₽ рессора А увеличи-
вает, а рессора В умень-
шает свой первоначальный
прогиб (от нагрузки, пере-
даваемой балке) на величи-

Фиг. 127. Схема загружения балки моментом

ну Д/, вследствие чего со-

противление каждой рессоры изменяется на —

При малых углах наклонения можно принимать Д/=&3₽, и тогда

ДР = Ь3 ₽ ж.

Отсюда

М = 2Ь3	=

Если рессоры расположить на большем расстоянии 2&2 (в точках А2
и Blt) то для получения того же угла наклонения (3 от того же момента
М рессоры должны иметь жёсткости ж19 определяемые из уравнения

Отсюда

М = 2 bl $ж = 2bl

/М2

Л2Г» — I ___	1 /YZZ’

u/7V J _ I । I b/TL •

(162)

4.	ВНУТРЕННЕЕ ТРЕНИЕ ЛИСТОВЫХ РЕССОР

Если у листовой рессоры в ненагруженном состоянии сделать против кон-
цов наборных листов риски, то при нагружении рессоры приложенной к
хомуту возрастающей силой Р, вызывающей прогиб и выпрямление её листов,

концы последних по мере увеличения нагрузки начнут сдвигаться относитель-
но сделанных рисок наружу рессоры. Происходит это потому, что под дейст-
вием возрастающей силы Р листы разгибаются, причём у каждого из них
(для рассматриваемого случая) нижние волокна сокращают, а верхние увели-
чивают свою длину по сравнению с той длиной, которую они имели при
отсутствии нагрузки рессоры, когда ставились риски. Листы передвигаются
не все одинаково: наибольший сдвиг имеют концы длинных листов, а по мере

укорочения листов передвижение их концов уменьшается. Такое передвиже-
ние легко наблюдать при испытании рессор под прессом.

Так
седнему
Р
уН где

как у нагруженной рессоры каждый конец листа прижат к со-
листу силой Р:2, то по концам листов возникают силы трения

у- — коэффициент трения.

Для преодоления этих сил трения должна быть приложена к хомуту
рессоры некоторая добавочная сила F сверх силы Р, вызывающей соб-
ственно изгиб (выпрямление) листов.
Очевидно, сила трения F пропорциональна нагрузке на рессору Р.
Определим отношение F :P, пользуясь упрощённым способом.

Рассмотрим правую половину рессоры (фиг. 128) при её нагружении
на ушко возрастающей силой Р : 2.

На конце каждого листа, например 4-го, скользящего своей верхней

поверхностью по вышележащему 3-му листу вправо (к ушку рессоры),
р

сила трения Qx = — у., действующая по верхней поверхности этого 4-го ли-

ста, направлена в обратную сторону, т. е. от ушка рессоры (при увели-
чении прогиба рессоры). На нижней же поверхности 4-го листа, по кото-
рой скользит (к ушку рессоры) 5-й лист, прижатый к 4-му листу такой же
р

силой Р:2, сила трения, равная Q2 = — [j., действует по направлению

скольжения 5-го листа,

Фиг. 128. Силы трения

в листовых рессорах

т. е. к ушку рессоры. Очевидно, силы Qj и Q2
равны между собой, но направлены в разные
стороны, образуя пару сил	где 1 —тол"

щина листа.

Таким образом, при увеличении прогиба
рессоры у каждого внутреннего листа появля-
ются одинаковые моменты сил трения. У край-
них листов (коренного и нижнего) сила трения
действует только по одной поверхности листа,
вследствие чего момент её относительно нейтраль-

Р h

ного слоя каждого листа равен	Все эти

моменты сил трения имеют направление, обрат-
ное тому, по которому груз Р:2 прогибает
рессору, т. е. представляют сопротивление рес-
соры при изгибе, вызываемое трением между
листами.

При числе п всех листов рессоры число внутренних листов равно и—2.
Поэтому сумма моментов сил трения во всех листах в одной половине

рессоры составляет

Р Ph	Р

{n-2)^h+2-^^- = (n- 1) у ИЛ.

Этот суммарный момент сил трения должен преодолеваться моментом
добавочной силы Р:2, приложенной к ушку рессоры (на плече /), т. е.

F ,
моментом у I-

Поэтому
F	Р

£-l = (n-l) ^h,

откуда

F (п — 1)иЛ

Р I

Если рассматривать рессору под действием уменьшающейся на неё
нагрузки Р, когда распрямившиеся листы снова искривляются, стремясь
принять первоначальную форму дуги окружности, то в этом случае сколы
жение листов и действующие между ними силы трения будут направлены
в обратную сторону. В результате этого сила F будет уменьшать силу Р,
с которой рессора при отсутствии внутреннего трения стремится вернуться
к своему свободному состоянию. Величина же отношения F : Р остаётся
той же самой.
Обозначая через <р отношение силы F, преодолевающей внутреннее
трение между листами в обеих половинах рессоры, находящейся под на-
грузкой Р, приложенной к хомуту, к самой нагрузке Р и заменяя
i = L : 2, получим

F 2уЛ(п—1)

Р~ L

(163)

откуда

F = oP.	(164)

F

Отношение ~р^= ? называется коэффициентом относитель-
ного трения рессоры.

В формуле (163) обозначают:

|i — коэффициент трения между листами рессоры; для листов, смазанных
графитом, <1 = 0,4, а при отсутствии смазки у. = 0,8;

h—толщина листа рессоры в см;

п—общее число листов незамкнутой рессоры; у эллиптических рессор
число п принимается только в одной половине рессоры — верхней или
нижней, так как половины [работают последовательно, а не парал-
лельно;

L — выпрямленная длина рессоры, равная расстоянию между опорами,
в см.

У рессор с подкоренными листами коэффициент относительного трения
вычисляется по формуле

F 2ph(n—1) Л пг\
^~Р~ L \1 + 2n j

где у, й, п и L имеют прежнее значение, а — число коренных и под-
коренных листов.

При параллельном расположении рессор с жёсткостями ж1У ж2, ...» жп
и с коэффициентами относительного трения, соответственно равными срп
ф2> • • • , <ря, коэффициент относительного трения всего комплекта опреде-
ляется из выражения

_ 91^1 + ?2^2 + • • • ~Ь	ж п	(166)

г — жг + ж2 + • • • + жп

Для последовательно включённых рессор результирующий коэффициент
относительного трения определяется по формуле

ср =	/1 + ?2	‘ ‘ 9 ~^^nfn ,	(167)

Л +Л +•••+/«

гДе /\, f2, . . . , fn — соответствующие статические прогибы каждой рессоры
или каждого яруса подвешивания.

5.	ДИАГРАММЫ РЕССОР И ПРУЖИН

Во многих случаях полезно изображать графически зависимость между
прогибом рессоры (пружины) f в см и нагрузкой Р в т (фиг. 129). Такая
графическая зависимость называется д и а г р аммой рессоры (пружины).

Диаграмма рессоры (пружины) с постоянной жёсткостью, не имеющей
внутреннего трения, для которой Р <= ж{, изображается прямой линией
ОА (фиг. 129, а).

В этом случае

~ = ж = tga.	(168)
Поэтому жёсткость рессоры ж (по абсолютной величине) представляет
также тангенс угла а наклона линии диаграммы ОА к оси прогибов Of.

Рессоры (пружины) переменной жёсткости (апериодические) без тре-
ния имеют диаграмму . в виде искривлённой линии ОАВС (фиг. 129,6),
которая на первом участке О А часто совпадает с прямой, соответствую-
щей жёсткости ж, а дальше по мере увеличения жёсткости до жВ) жс
изгибается по АВС.

Диаграммы пружин без трения изображаются одной линией, соответ-
ствующей как нагружению пружины (возрастанию Р), так и её разгрузке
(уменьшению Р).

Диаграмма листовых рессор, имеющих внутреннее трение, изобра-
жается обычно двумя линиями OAi и ОА2 (фиг. 129, в), расположенными
по обе стороны теоретической линии ОА, соответствующей той же рессоре,

если бы у неё не было внутреннего трения. Линия ОАг соответствует
нагружению рессоры, а линия ОА2 разгрузке рессоры.

Если не учитывать внутреннего трения, то при нагружении листовой
рессоры силой Р она получит прогиб ОС = f, причём Р = ж{, где ж —
жёсткость рессоры (без трения).

При наличии у этой рессоры внутреннего трения его сила F, соот-
ветствующая нагрузке Р, определяется по формуле (164)

или

Р = <?ж{,	(169)

где ср вычисляется по формуле (163) или (165).

Сила F отложена на диаграмме от точки А вверх и вниз.

При уменьшении нагрузки АТС рессора не изменяет своего прогиба
ОС = f до тех пор, пока нагрузка не уменьшится до величины А2С,
и только при дальнейшем уменьшении нагрузки начинает уменьшаться
и прогиб f.

Если уменьшающаяся нагрузка, дойдя по диаграмме до точки В2,
начнёт снова возрастать, то соответствующий этой точке прогиб рессоры
OD = f2B первое время останется неизменным, пока нагрузка не увеличится
до BXD.

Поэтому рессора с трением в моменты изменения нагрузки на неё
(возрастающей на убывающую или убывающей на возрастающую)
является как бы жёсткой, не смягчая ударных сил в пределах величин
и В]В2.

Из фигуры видно, что крайние линии диаграммы характеризуются
следующими углами наклона:

линия 0Аг

tgaj = Ж1^ Р +^F = Р +	= у'( 1 + ср) = Ж (1 + ?);	(170)
линия 0А2

р__р

tga2 = ж2 = —J— = ж (1 — <р).	(171)

Площадь В2В1А1А2 изображает работу, поглощённую внутренними
силами трения при изменении прогиба рессоры от f2 до f и снова к f2.

Действительная диаграмма листовой рессоры отличается от рассмот-
ренной теоретической тем, что тупые углы около точек А2 и Вг обычно
скруглены, как показано штриховыми линиями.

6.	МАТЕРИАЛ ДЛЯ ПРУЖИН И РЕССОР

Пружины горячей навивки и листовые рессоры для вагонов изготовляются
из специальной рессорно-пружинной стали по техническим условиям, указан-
ным в ГОСТ 1452-53 для пружин и в ГОСТ 1425-53 для рессор.

Согласно этим стандартам новые пружины и рессоры должны изго-
товляться только из кремнистой стали марок 55С2 и 60С2 по
ГОСТ 2052-53.

Существующие в вагонах пружины и рессоры изготовлялись по
техническим условиям прежних стандартов из кремнистой стали, оди-
наковой с указанной выше, и из углеродистой стали: пружины—марок
60 и 65, рессоры—марки 55 (по ранее действовавшему ГОСТ В 1050-41).

Химический состав и механические свойства этих марок стали указаны
в табл. 18 и 19.

Таблица 18

Химический состав стандартных марок рессорно-пружинной стали

Марки	Углерод	Марганец	Кремний	Сера S	Фосфор Р	Никель Ni не бо- лее	Хром Сг
стали	С	Мп	Si	не более	не более		не более

Углеродистые стали по ГОСТ В 1050-41

55	0,50—0,60	0,50—0,80	0,17—0,37	0,045	0,045	0,30	0,30
60	0,55—0,65	0,50—0,80	0,17—0,37	0,045	0,045	0,30	0,30
65	0,60—0,70	0,50—0,80	0,17—0,37	0,045	0,045	0,30	0,30

Кремнистые стали по ГОСТ 2052-53

55С2	0,50-0,60	0,60—0,90	1,5—2,0	0,045	0,040	0,50	0,30
60С2	0,55—0,65	0,60-0,90	1,5—2,0	0,045	0,040	0,50	0,30
60С2А	0,55—0,65	0,60—0,90	1,6—2,0	0,040	0,040	0,50	0,30
						Т а б л и	: ц а 19

Механические свойства стандартных марок рессорно-пружинной стали

Марки стали	В состоянии поставки					После закалки t ** 880° (масло) и отпуска t - 510°		
	Предел текучести в кг 1мм* не менее		Временное сопротив- ление раз- рыву в кг] мм1 не менее		Удлине- ние в % не менее	Предел текучести при растя- жении в кг] мм* не менее	Времен- ное сопро- тивление разрыву в кг] мм* не менее	Удлине- ние в % не менее
55		36		64	12					
60		37		65	10	—	—	—
65		38		66	10	80	100	9
55С2		—		—	—.	120	130	6
60С2		—		—	—	120	130	5
60С2А		—		—	—	140	160	5
Изготовленные рессоры и пружины подвергаются приёмке и испытаниям
согласно соответствующим требованиям ГОСТ 1425-53 на рессоры и
ГОСТ 1452-53 — на пружины1. На удовлетворяющих этим требованиям рес-
сорах выбиваются на хомутах: товарный знак и клеймо ОТК завода-изгото-
вителя и дата испытания (месяц и год); на пружинах, на оттянутом конце
опорного витка наносятся выбиванием, химическим травлением или электро-
графическим способом товарный знак завода-изготовителя, месяц и год
выпуска и марка стали.

Как следует из табл. 18, кремнистая сталь марки 55С2 имеет лучшие по-
казатели механических качеств по сравнению с углеродистыми сталями. Кро-
ме того, эта сталь свободна от появления в ней при закалке в воде закалочных
трещин, свойственных углеродистым сталям и влекущих за собой в эксплуа-
тации излом пружин и рессор. Для лучшей гарантии устранения закалочных
трещин, а также и коробления листов некоторые заводы закаливают листы
толщиной 10 мм из стали 55С2 в масле, а не в воде.

7.	РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПРУЖИН

Цилиндрические пружины из прутков круглого поперечного сечения, под-
вергающиеся сжимающим усилиям, направленным по оси пружины, рассчи-
тываются следующим образом.

Прочность пружины. Разрежем пружину, находящуюся под действием
силы Р, направленной по оси пружины, в каком-нибудь сечении т (фиг. 130)
и заменим действие верхней части пружины на нижнюю силой Р, перенесён-
ной в середину сечения т. При этих условиях сечение подвержено:

1)	скручивающему моменту М = Рг, где г —средний радиус пружины, и

2)	действию перерезывающей силы Р.

Если пружину разрезать в каком-нибудь другом сечении т1 или ги2,
то, очевидно, каждое из них, а стало быть, и вообще любое сечение пружины
подвержено действию того же скручивающего момента Л4 и той же перерезыва-
ющей силы Р. Таким образом, в цилиндрической пружине все сечения рабочих
витков равно опасны.

Скручивающий момент М. вызывает в сечении т пружины напряжение
кручения тх. Обозначив диаметр прутка через d и момент сопротивления
rd3

прутка кручению через Wкр = -|-g- , получим

7td3

Р

_'d3

“Тб?'1

16 Рг
xd3

(172)

И ?! =

Перерезывающая сила Р вызывает в сечении т напряжения сдвига .
При равномерном распределении т' по всему сечению величина его равна

' _ р.

Т2 * 4 nd2 ’

(173)

Точное решение согласно теории упругости показывает, что эти на-
пряжения распределяются неравномерно, причём в круглом сечении они
достигают наибольшей величины

4,92 Р
rd2

1,23 Т2 =

^2 =

в точках, расположенных по диаметру, перпендикулярному силе Р.

1 В ГОСТ 1425-53 и ГОСТ 1452-53 в отличие от ранее действовавших стандартов

не имеется формул для вычисления пробной нагрузки и прогибов рессор и пружин, а

также данных о допускаемых напряжениях.
Для наших целей представим эту величину в другом виде

____4,92 Р _ 4,92 Р 2 rd __ 16 • 0,615 Рг _ 16Рг 0,615

2 Tzd2 nd2 2 rd	nd3c ~d3 c

Здесь попутно введена новая величина

(174)

определяющая отношение среднего диаметра пружины D к диаметру
прутка d, называемая индексом, или фактором, пружины, и су-
щественно влияющая на прочность пружины.

На фиг. 131 показаны направления действия касательных напряже-
ний. Из фигуры следует, что на внутренней стороне витка, обращённой
к оси пружины, напряжения кручения и сдвига т2 складываются, а на
наружной стороне — вычитаются, вследствие чего наиболее напряжёнными
являются волокна на внутренней стороне витка.

Р

Фиг. 130. Расчётная схема
пружины

Фиг. 131. Касательные
напряжения в {пружине

Необходимо учесть, что вычисленная выше величина напряжений т,
-от кручения была определена как результат кручения прямого вала,
между тем как виток пружины представляет собой кривой вал (брус).
Это вносит существенные изменения, аналогичные тем, которыми отли-
чается изгиб кривого бруса от изгиба прямого бруса.

В кривом брусе длина внутренних волокон меньше длины наружных
волокон (между двумя поперечными сечениями). Поэтому возникающая
под действием крутящего момента М = Рг деформация сдвига внутренних
волокон, а следовательно, и напряжение получаются большими дефор-
мации и напряжения наружных волокон. Значения напряжений и ~н
определяются в курсах Сопротивления материалов.

Наибольшая величина напряжения кручения пружины (во внутренних
волокнах) составляет

__ 16Рг 4с — 1

T*max” -d3 *4с — 4'

(175)

Наименьшая величина напряжения кручения пружины (в наружных
волокнах) равна:

,	-	_ 16 Рг 4 с + 1

T«min“ 7^*47474 ’

Складывая на внутренней стороне витка наибольшие напряжения от
кручения, определяемые формулой (175), и напряжения от перерезыва-
ющей силы по формуле (174), получаем

^тах —

16Рг /4с— 1

ксР \ 4 с — 4

(176)

=
где тх— напряжение кручения, определяемое по формуле (172) прямого
вала

16 Рг
Т1“ ird3 ;

т\— поправочный коэффициент, учитывающий влияние кривизны витка
в зависимости от индекса пружины с = D : d;

4с— 1 , 0,615
4 с — 4 + с

(177}

Доцент Н. А. Чернышёв получил для поправочного коэффициента

более точную формулу

7)=1 +

1,252 0,876
с + с2

(178}

Формула (178) пригодна для пружин, имеющих угол подъёма витка
не более 10°, что обычно и встречается у вагонных пружин.

При малых с, равных 3,5—4, коэффициент т), вычисляемый по фор-
муле (178), меньше коэффициента т), вычисленного по формуле (177), при-
мерно на 3%; с увеличением с эта разность уменьшается и при с = 10
она составляет около 1%.

В табл. 20 приведены значения коэффициента т), вычисленного по фор-
муле (178), для некоторых индексов с, встречающихся у вагонных пружин.
В этой же таблице указаны и величины напряжения кручения пружин тх,
определяемые по формуле (172) прямого вала, которые при умножении
на поправочный коэффициент т] дают наибольшую величину напряжения
Ттах = 75 kzImm*, соответствующую рекомендуемой ЦНИИ и НИБ для
стали марки 55С2.

Таблица 20

Поправочный коэффициент и напряжение кручения пружин

Индекс пружины с	3	3,5	4	1 5	6
Поправочный коэффициент г.	1,514	1 ,428	1 ,367	1,285 .	1 ,232
Допускаемое напря- жение в кг 1мм2  Для расчёта npj	49,5  ,гжин на пр  р  16/	52,5  )ОЧНОСТЬ П]  *d2 Т1 =		Т.  8с	54,9  эименяется  nd3  “ 8DT1’	|	58,4  формула	60,8  (179)

где Р — нагрузка на пружину в кг\
d — диаметр прутка пружины в мм\
D — средний диаметр пружины в мм\
г — средний радиус пружины в мм;

с — индекс пружины;

тх — напряжение кручения в kc/jwjw2.

Прогиб пружины. Известно, что при закручивании моментом М = Рг
прямого вала АВ (фиг. 132) круглого поперечного сечения диаметром d
и длиной / сечение А поворачивается относительно сечения В на угол

Ml _32 Prl

9==gip~ g-^ ’
где G — модуль сдвига;
7	-	7

1р — полярный момент инерции; для круга 1р = -ку.
При этом сила Р, приложенная в точке О на расстоянии г от оси
вала, переместится в точку Ог на величину ООг = Имея в виду малые
деформации, можно принять, что

г 32 РгЧ

~ r?.~ Gnd4 '

(180)

Так как в пружине все сечения рабочих витков подвержены одному
и тому же крутящему моменту М = Рг, то, пренебрегая небольшим на-
клоном витка к основанию пружины и принимая длину рабочих витков
2 = 2кгп, получим прогиб всей пружины

с 32Pr22vrn '64Pr3n 8D3nP	1Q1

f = ~G^----------Gd*-----Gd^'	°80

Из формулы (181) определяется и жёсткость пружины

•Фиг. 132. К определению деформации Фиг. 133. К расчёту двухрядной
при кручении	пружины

Подставляя в формулу (181) величину Р из формулы (179), получим
другое выражение прогиба через напряжение

f _ 64r3n-d\ _ 4тгпг2т1

Gd416r “ Gd ‘	(18J

В приведённых формулах обозначено:

Р — нагрузка на пружину в кг;

d — диаметр прутка пружины в мм\

D и г — средние диаметр и радиус пружины в мм\

п—число рабочих витков;

?! — напряжение кручения прутка в кг/мм*-9

G — модуль сдвига; G = 8000 кг/мм2.

При выводе формул (181) и (182) учитывался прогиб витка только
•от одного кручения и пренебрегался прогиб от перерезывающей силы,
потому что для вагонных пружин с индексом с = 3,5 4- 5 величина по-
следнего составляет лишь 3—4% от прогиба, вызываемого кручением.

Влйяние прогиба от перерезывающей силы учитывается в этих фор-
мулах соответствующей величиной модуля сдвига G.

Двухрядные пружины. Если при расчёте на некоторую нагрузку Р однорядной
пружины получаются слишком большие диаметр прутка d и диаметр пружины D, то
однорядную пружину можно заменить эквивалентной ей двухрядной (фиг. 133), а иногда
и трёхрядной с меньшими диаметрами d и D.

Трёхрядные пружины из прутков круглого поперечного сечения можно применять
только при больших величинах индекса (с = 5 и выше); в вагонах они встречаются
:редко.

Произведём расчёт двухрядной пружины по размерам однорядной.

Обозначим в каждой отдельной пружине, составляющей двухрядную пружину,
соответственно: dx и J2— диаметры прутков; г\ и г2 — радиусы средней окружности;
D} и D2— диаметры той же окружности; сх и с2—индексы; пг и п2— числа рабочих
витков; и т2—напряжения в витках; Рг и Р2 — нагрузки, сжимающие каждую пру-
жину до получения ею прогиба /. Тогда прогиб f, одинаковый у обеих пружин, опре-
деляется формулой (182)

4кл2Г2т2

Gd1	Gd2

(183)

Для рационального использования материала в каждой пружине необходимо,
чтобы у них одновременно возникали одинаковые напряжения, т. е. чтобы = т2.

В таком случае после сокращения выражения (183) получаем

2	2

”1'1 _ ”2Г2
d2

(184)

Поскольку напряжение пружины зависит от её индекса, то для получения одина-
ковых напряжений в пружинах требуется иметь одинаковые индексы, т. е.

Di Р2

с1 = c* = d^ = da =с	^85)

ИЛИ

£1 _ Г_2

•	di d2

Поэтому диаметры прутков dt и d2 должны быть пропорциональны средним радиу-
сам и г2 или диаметрам и D2 пружины (фиг. 133).

Деля почленно выражение (184) на выражение (185), получим

"iri = п2г2
или



(186)

т. е. числа рабочих витков пружины п1 и п2 должны быть обратно пропорциональны
средним радиусам гг и г2 или диаметрам пружины Dx и D2.

Силы Рг и Р2, сжимающие каждую отдельную пружину до одинакового напряже-
ния т, определяются по формуле (179)

Р1 = 8Г

^ = -й2т-
оС

Так как при сжатии обеих пружин до одинаковых напряжений т они имеют и
одинаковые прогибы /, что было принято за основу в настоящем выводе, то сумма сил
Рх и Р2 равна общей силе Р сопротивления обеих пружин вместе, сжимаемых до оди-
накового прогиба f:

Р = Р1 + Pt =	( d\ + 4).	(187)

Сравним эту двухрядную пружину с эквивалентной ей однорядной, имеющей
диаметр прутка d, средний радиус и диаметр г и D, у которой при той же нагрузке Р
возникает такое же напряжение т, т. е. пружина имеет одинаковый индекс с.

Тогда

itd2

(188)

Из сравнения выражений (187) и (188) получаем

-<Р = ^(d^ + dl).
Sc 8с \ 1 ‘ 2/’

откуда

=	+	(189)

Назначая однорядной пружине п рабочих витков так, чтобы

лг = п1г1 = п2г„

получаем пружину, которая имеет под нагрузкой Р одинаковый прогиб f с эквивалент-
ной двухрядной пружиной.
Итак, для замены однорядной пружины эквивалентной
имеем следующие уравнения:

D D j Z?2
т = 57 = 5^ с
d2 = d\ + dl

nD = n1D1 = п2 D2

ей двухрядной пружиной

(190}

Для того чтобы внутренняя пружина не тёрлась о наружную пружину, между
витками пружин предусматривается радиальный зазор т = 3 4- 5 мм.

Найдём зависимость между d1 и da, рассматривая отрезок МО (фиг. 133):

d2	Di — D2

~2 + m + у = f 1 — f2=	2

Заменяя в правой части = cdx и Pa = cda, получим

откуда

d*~	С+1

(191)

В табл. 21 приведены данные для расчёта двухрядных пружин по эквивалентной
однорядной. Радиальный зазор принят т = 3 мм.

У внутренней пружины расчётная высота обычно получается немного меньше,
чем у наружной. Для выравнивания высот у внутренней пружины либо увеличивают
число витков, либо, что лучше, подкладывают под пружину шайбу соответствующей
толщины.

Таблица 21

Данные для двухрядной пружины: dlt d2, Dlt Рг и Р2

(размеры в мм)

с	di	da	Dr	P i	Pi
3,5	0,875d+0,6	0,4S6d—1,0	0,875Г>+2,0	/	1.4\  0,765(1 + -^jP	/	4,5\  0,235 ( 1 — -j- IP
4,0	0,857d+0,5	0,514d—0,9	0,857Г>+2,0	!	1.2\  0,734(1 +-^-j P	/	3,4\  0,264(1 —j-jp
4,5	0,845d+0,5	0,536d—0,8	0,845Г> + 2,2	i 1.2\ 0,714 (l + ^jp	0,287(1 — JP
5,0	0,836d+0,5	0,554d—0,7	0,836D+2,3	I 1, 1\ 0,697 1 +	P	f 2,6\ 0,303(1 —j- P

Цилиндрические пружины из прутков прямоугольного сечения. Как известно из
курса Сопротивления материалов, кручение брусьев прямоугольного сечения значи-
тельно отличается от кручения круглых валов, причём наибольшие касательные на-
пряжения возникают посредине больших сторон прямоуголь-

ника.

Ниже приводятся без вывода формулы для расчёта пру-
жин из прутков прямоугольного сечения.

Определяемые по этим формулам напряжения кручения
и прогибы пружин, у которых наибольшая сторона h прямо-
угольного сечения расположена параллельно оси пружины
(фиг. 134), как это имеется у тележек пассажирских ваго-
нов, близко подходят к величинам, вычисляемым по более
точным формулам.

Нагрузка на пружину

262А	0,4462/гт

Р~ 9г	D

напряжение кручения

4,5Рг
'- b2h ’

Фиг. 134. К расчёту
пружины из прутка
прямоугольного по-
перечного сечения

(192)
прогиб пружины

22,61 иг3 (62 + Л2) Р O&mD3 (b2 4- h2)P
f= Gb3h3 = Gb3h3

(194)

где b—ширина прутка в Мм;

h — высота прутка в мм;

т—напряжение кручения; т = 65 кг/мм2;

D и г — средний диаметр и радиус пружины в мм;
п — число рабочих витков пружины;

G — модуль сдвига; G = 8 000 кг/мм2.

Расчёт пружин на вертикальные и горизонтальные нагрузки. В послед-
них конструкциях тележек применяются пружины из прутков круглого
^сечения, воспринимающие, кроме вертикальных нагрузок Р, также и
значительные горизонтальные силы Н, приложенные к верхнему основанию

пружины.

К таким пружинам относятся надбуксовые пружины бесчелюстной

тележки пассажирского металлического вагона и пружины центрального
подвешивания тележки системы инж. Ханина.

Поверочный расчёт таких пружин производится по следующим форму-
лам, рекомендуемым ЦНИИ и НИБ:
наибольшее напряжение в пружине

8PD Г Hh QEd

Т “ rd3 + 0,4d3 + 4AZ

Ъ.<Кср кг/см*-,

горизонтальное перемещение верхнего основания пружины относитель-
•но нижнего

. Hh3 у 6й

8 = 0,6Ed« + ’2 СМ’	( 96)

где Р — вертикальная нагрузка, приходящаяся на пружину от ста-
тической нагрузки Рст с учётом коэффициента динамической
добавки kd и дополнительной вертикальной нагрузки Рб от
горизонтальных сил на кузов, в кг; Р = Prm(l + kd) + Рб;

Н — горизонтальная нагрузка от центробежной силы и ветра, при-
ложенная к верхнему основанию пружины, в кг;

D — средний диаметр пружины в см;

d — диаметр прутка пружины в см;

р

h — высота пружины в см под нагрузкой Р; h = Нсв-----;

OtC

Нсв — свободная высота пружины в см;

ж—жёсткость пружины в кг]см;

0 — угол наклонения верхнего основания пружины относительно
нижнего от опрокидывающего действия горизонтальных сил
на кузов в радианах;

Е — модуль упругости в кг/см2;

,,	о	v 2+ 0,3 cos2 а

X — коэффициент, зависящий от угла а; /. =-2 since-’

sin а — синус угла подъёма витка пружины под нагрузкой Р;

h — d

Sina = —-— ;

r.Dn

п — число рабочих витков пружины;

— коэффициент Чернышёва; r\p = 1 +

1,252	0,876.

с с2 '

тт	1 , °,63 , 0,35 '

7)Л — коэффициент Чернышева; tq* = 1 4—-—i—;

с—индекс пружины.

Для кремнистой стали 55С2 принимается Рср = 7 500 кг/см2.
8.	ЗАНЕВОЛИВАНИЕ ПРУЖИН

Рассмотренный расчёт пружин был произведён в предположении, что материал
витков нигде не подвергается напряжениям, превосходящим предел текучести при
кручении ту вследствие чего напряжения были прямо пропорциональны соответствую-
щим деформациям. Советскими инженерами 1 11 разработан новый метод конструирования,
изготовления и расчёта пружин с лучшим использованием в них материала. Сущность
его заключается в следующем.

Пружина завивается таким образом, что расстояния между витками и её высота
в свободном состоянии назначаются больше, чем по чертежу, на некоторую величину,
вычисляемую в зависимости от размеров пружины и свойств материала. После термо-
обработки пружину сжимают до отказа и выдерживают в сжатом состоянии от 20 до
48 час., затем пружина разгружается.

Эта операция называется заневоливанием пружины. При сжатии пружины
до соприкосновения витков в них возникают напряжения, превосходящие предел теку-
чести материала при кручении, и металл подвергается пластической деформации. После
снятия нагрузки высота пружины в свободном состоянии становится равной высоте
требующейся по чертежу.

Фиг. 135. Эпюры напряжений при заневоливании пружины

При сжатии пружины во время заневоливания в каждом её поперечном сечении,
показанном на фиг 135, а кругом радиуса Ob, развиваются напряжения кручения т,
эпюра которых ограничивается контуром ОЬВАО. На длине Оа напряжения кручения т
постепенно увеличиваются от нуля до предела текучести достигаемого в точке а,
вследствие чего на эпюре линия О А — прямая. За пределами окружности радиуса Оа
волокна испытывают пластические деформации и их напряжения поэтому изображаются
кривой линией АВ. На наружной поверхности прутка эти напряжения имеют вели-
чину тпгрв при сжатии пружины до отказа, не достигающую, однако, теоретического
напряжения bb't которое было бы в этом месте при отсутствии перехода за предел
текучести.

После разгрузки пружины повернувшееся перед этим поперечное сечение возвра-
щается в первоначальное положение, но, встречая в наружной зоне остаточные дефор-
мации, сначала уничтожает их, а затем упругостью внутренней зоны деформирует
наружную зону даже в обратную сторону. В результате этого в сечении пружины
после заневоливания её имеются уже некоторые напряжения (фиг. 135, б), а именно в
центральной зоне — того же направления, как при заневоливании, а в наружной зоне
тост — обратного направления. По величине эти напряжения значительно меньше тех,
которые возникли при заневоливании.

Подвергая заневоленную пружину рабочей нагрузке, дающей обычную эпюру
напряжений (фиг. 135, в), получим окончательную эпюру напряжений (фиг 135, г) как
результат сложения эпюр (фиг 135, бив)

Из эпюры (фиг. 135, г) следует, что у заневоленных пружин благодаря остаточ-
ным напряжениями ^ост окончательные наибольшие напряжения с по наружной окруж-
ности меньше напряжений возникающих у обыкновенной пружины, причём самое
сечение работает энергичнее вследствие большего использования центральной зоны
сечения.

В этом и заключается польза заневоливания пружин.

1 С. И. Блинник, Н. Н. Малинин, проф. С. Д. Пономарёв, В. И.
Федосьев и Н. А. Чернышёв, Новые методы расчёта пружин, Машгиз, 1946.

11 Вагоны
9.	ТОРСИОННЫЕ РЕССОРЫ

В последние годы в отечественном автомобилестроении начало широко
применяться так называемое торсионное подвешивание, заменяющее листовые
рессоры и пружины. Это подвешивание с успехом можно применять и в вагон-
ных тележках. Устройство его заключается в следующем.

Прямой вал 1 (фиг. 136), имеющий по концам рифлёные утолщения, встав-
ляется одним концом в соответствующее отверстие во втулке 2, укреплённой
на раме тележки, а другим концом в аналогичное отверстие трубы 3, могущей
поворачиваться в подшипниках 4, также укреплённых на раме тележки'. Риф-
лёные поверхности по концам вала и внутри отверстий предотвращают их

взаимное вращение.

К наружному концу трубы 3 приделан рычаг 5, другой конец которого
соединяется с частью, подлежащей обрессориванию (например с буксой, над-

Фиг. 136. Торсионное подвеши
вание

рессорной балкой). На фиг. 136 изобра-
жено устройство, заменяющее надбуксовую
рессору.

Реакция Р нагрузки на буксу вызывает
поворачивание рычага 5 вместе с трубой 3 и
вставленного в последнюю наружного конца
вала 1. Так как другой конец вала закреплён
в pnve тележки, то сам вал, подвергаясь
скручиванию, деформируется. Благодаря это-

му вертикальное перемещение буксы на
конце рычага 5 совершается упруго, анало-
гично действию надбуксовой рессоры. В этой

конструкции упругой частью является вал /, называемый торсионной рессорой.
Труба 3 предназначена для разгрузки торсионной рессоры 1 от передачи

ей изгибающего момента от силы Р. Поэтому в отличие от пружин торсионная

рессора подвержена только кручению.

Рычаг 5 служит водилом, удерживающим буксу и ось колёсной пары в
определённом положении относительно рамы тележки, не требуя буксовых
направляющих.

Примем для примера рабочую длину торсионной рессоры (на протяже-
нии между рифлёными концами) равной 500 мм, её диаметр — 69 мм, плечо
рычага — 770 мм. Тогда прогиб рессорного устройства при нагрузке на бук-
су 1 т (гибкость) составит 16 мм.

Наибольший прогиб данной конструкции может быть доведён до 87 мм,
что соответствует нагрузке на буксу Р = 5 230 кг и напряжению круче-
ния в рессоре т = 62,5 кг/мм2.

Ввиду того что торсионные рессоры подобных устройств представляют
прямой вал, подвергающийся только кручению, без передачи ему изгибаю-
щих моментов, расчёт таких рессор на прочность производится по формуле
(172). Прогиб конца рычага торсионной рессоры определяется по формуле (180).

Часто наружная поверхность торсионной рессоры для лучшей выносли-
вости (см. фиг. 81) полируется или шлифуется (что оказывается возможным
благодаря простой её форме) и обследуется дефектоскопом, после чего покры-
вается лаком или красится.

Сама торсионная рессора при её кручении не имеет трения, но устройства,
разгружающие её от изгибающих моментов, подобные описанной выше трубе,,
вращающейся в подшипниках, обладают трением.

10.	КОЛЬЦЕВЫЕ РЕССОРЫ

Кольцевые рессоры допускают большие нагрузки на них и обладают
при этом относительно большим внутренним трением. Вследствие этого коль-
цевые рессоры применяются преимущественно в буферах и поглощающих ап-
паратах автосцепки, но встречаются они и в рессорном подвешивании грузовых
вагонов.
Кольцевые рессоры составляются из наружных и внутренних колец, со-
прикасающихся коническими поверхностями (фиг. 137).

При нагружении рессоры осевой силой Р внутренние кольца вдвигаются
в наружные. При этом наружные кольца подвергаются упругому растяжению,

а внутренние — упругому сжатию.

Взаимное перемещение колец обычно незначительно
ствие чего для получения достаточного прогиба рессо-
ры её составляют из большого количества колец.

Например, для получения прогиба величиной 80 мм
(под нагрузкой 30 tn) приходится составлять рессору
из 12 наружных и внутренних колец и рессора полу-
чается высотой 500 мм.

Диаграмма кольцевой рессоры подобна диаграмме
листовой рессоры, причём почти 3/4 работы силы сжа-
тия рессоры поглощается работой сил трения между
кольцами.

11.	РАСЧЁТ ЛИСТОВЫХ РЕССОР

Теоретическая листовая рессора. Из курса Сопро-
тивления материалов известно, что наибольший про-
гиб при наименьшей затрате материала имеют тела
равного сопротивления изгибу, из которых для изго-
товления листовых рессор наиболее подходящей яв-
ляется треугольная пластина АВС (фиг. 138,а) посто-
янной толщины й, заделанная одной стороной и на-

(1,5—4,5 мм), вслед-

Р

Фиг. 137. Кольцевая
рессора

Р
груженная сосредоточенной силой

Разрезая каждую половинку пла-

стины АВС на п полосок одинаковой ширины b :2, складывая затем эти
полоски, как указано на фиг. 138, б и в, и предполагая каждую пару по-
лосок соединёнными между собой в один лист шириной Ь, получим
теоретическую листовую рессору с п листами (половину рессоры). Тео-
Р

ретическая рессора под действием силы деформируется так же, как

и пластина АВС, из которой она составлена (если пренебречь трением ме-
жду листами).

Приведём расчёт теоретической рессоры, а затем укажем, как конеч-
ные расчётные формулы могут быть изменены для действительных ли-

стовых рессор, отличных от теоретических.

Для сечения заделки Л С треугольной пластины (фиг. 138, а) изгибаю-
Р ,	nbh2	1

щии момент М = — I, а момент сопротивления W = —~, где по—дли-
о

на всей стороны АС, или, что то же, ширина всех п листов. Поэтому
напряжение изгиба в сечении составляет

_ М = ЗР1
я ~ W ~ nb№ •

(197)

Для любого сечения хх, отстоящего от конца пластины на раостоя-
р

нии х, изгибающий момент равен Мх = — х. Ширина этого сечения опре-
делится из подобных треугольников:

йх _ nb

~х ~ -Г'

откуда

. xnb

ь‘=—•
Момент сопротивления в сечении хх равен
_bxh2 _xnbh2

6 “ 6/

и напряжение изгиба

_ ЗР1
а~ Wx~ nbh2’

т. е. такое же, как и в сечении заделки АС. Следовательно, в любом
сечении треугольной пластины АВС напряжение изгиба получается оди-
наковым с напряжением в сечении АС, т. е. пластина АВС является телом
равного сопротивления изгибу.

Фиг. 138. К расчёту листовой рессоры

Применяя формулу (197) не к половине рессоры, как рассматривалось
здесь, а к целой с нагрузкой Р на оба конца, т. е. на хомут рессоры, и
заменяя / = А:2, где L — расстояние между центрами ушков рессоры,

получим величину напряжения в другом виде:

ст =

ЗР/ _ 3PL
nbh2 ~~ 2nbh2 ’

(198)

Прогиб f (фиг. 138, ё) треугольной пластины АВС под действием
Р
силы определяется следующим образом.
- £

Из курса Сопротивления материалов известно, что радиус кривизны
нейтральной оси изгибаемой балки в некотором её сечении хх (фиг. 138, г
и д) равен

FI

где Е — модуль упругости материала балки;

1Х — момент инерции поперечного сечения балки на расстоянии х от
конца пластины;

— изгибающий момент в том же сечении хх.
нии хх:

момент инерции

bx h3 _ xnbh3
12Г

и изгибающий момент

Мл= х.

Поэтому радиус кривизны в сечении хх

_ Enbh3

?х ~ ЬР1

не зависит от величины х, определяющей положение взятого сечения, т. е.
во всех сечениях радиус кривизны одинаков, или, другими словами, пла-
стина изгибается по дуге окружности АВ радиуса рд, центр которой
лежит на продолжении сечения заделки. При небольших прогибах можно
принять полухорду АхВъ = /1 (фиг. 138, е) равной длине пластины АВ=1.
В таком случае по известной теореме — квадрат полухорды А^ равен
произведению отрезков перпендикулярного ей диаметра — получаем

/2 = /(2рд-/).

(200)

При малых прогибах f относительно длины пластины I радиус кри-
визны рл получается очень большим сравнительно с прогибом f. Поэтому
в скобке правой части выражения (200) можно пренебречь малой величи-
ной f по сравнению с 2рл, после чего получаем

/2~2/Рл,

откуда

'	2р„'

По выражению (199) радиус кривизны
_Е/л
рл ~ мА •

Для сечения заделки пластины находим

(201)

nbh3

А ~ тт

после чего получаем уравнение

Ра :

подставляя которое в выражение

Enbh2

= 6PZ ’

(201), находим прогиб пластины
6Р/3

Eh?b 2п ‘

(202)

И =
£

f

Действительная листовая рессора. Действительная листовая рессора
отличается от рассмотренной теоретической следующим.

1.	Наличие хомута изменяет положение сечения заделки листов. Хомут
рессоры обычно не совсем плотно прижимается своими кромками к листам
рессоры. Вследствие этого сечение заделки листов располагается не по наруж-
ной кромке хомута, а где-то внутри него, на расстоянии от наружной кромки
примерно 10—20 мм в зависимости от силы обжатия хомута при его посадке.

2.	Стягивание свободных листов рессоры при её изготовлении сначала струб-
циной, а затем и хомутом при его остывании вызывает изгиб листов: верхних —
вверх, а нижних — вниз. Вследствие этого в листах рессоры ещё до нагру-
жения её внешней нагрузкой имеются уже напряжения от затяжки хомутом;
в верхних листах обратного знака относительно напряжений от нагрузки, a i
нижних листах — того же знака. Последние напряжения могут достигать ве
личины примерно 1 200 — 1 500 кг/см2.

3.	Между листами действительной рессоры имеется трение, которое зна
чительно изменяет величину прогиба. Кроме того, трение при передаче на-
грузки (приложенной к ушку рессоры) от одного листа к другому несколько
уменьшает действие нагрузки на нижние короткие листы.

4.	Наборные листы обрезаются не по треугольнику, а по трапеции
(фиг. 139, а). Это необходимо для того, чтобы концы листов, сильно прижатые
нагрузкой к вышележащим листам, не вытирали в них значительных углуб-
лений, уменьшающих прочность листов.

5.	Устройство одного-двух подкоренных листов такой же длины, как
и расстояние между центрами ушков (фиг. 139,6), а также обрез наборных
листов по трапеции, а не по треугольнику и, наконец, начало скоса нижнего
наборного листа не от самого хомута, а несколько отступя от него, приводят
к тому, что если листы действительной рессоры разложить один около другого
(фиг. 139, в), то получится фигура АСВ'В''С'А', значительно отличающаяся

Фиг. 139. Действительная листовая рессора

от * теоретического треугольника АВА', где АА'— кромка хомута, соответ-
ствующая сечению заделки листов (когда кромка плотно прижимается к лис-
там). Штриховкой показаны на фигуре призматические листы (коренной и под-
коренной), не имеющие по концам скосов.

В теоретической рессоре получалось, что листы имеют одинаковое напря-
жение во всех сечениях рессоры. В действительной рессоре напряжения од-
ного какого-нибудь листа в разных сечениях или напряжения в одном каком-
нибудь сечении рессоры у разных листов значительно отклоняются в ту или
другую сторону от напряжения, определяемого формулой (198), причём наи-
более напряжённым листом является вообще самый короткий лист. У 12—
13-листовых рессор в сечении у хомута напряжение короткого листа, даже при
обрезе его концов по трапеции с отношением а : b = 0,4, может превышать
примерно на 2 000 кг 1см2 среднее равномерно распределённое напряжение,
определяемое формулой (198).

Вследствие сказанного при применении выведенных выше формул к дей-
ствительным рессорам поступают следующим образом.

Для определения величины напряжения в листовой рессоре пользуются
формулой (198)

3PL , 2
° " кг'ся'-

в которой из длины рессоры L не вычитается некоторая доля ширины хомута,
соответствующая расстоянию между действительными сечениями заделки
листов, чем частично компенсируется неравномерное распределение напря-
жений в разных листах в сечении заделки.
В этой формуле обозначают:

Р — нагрузка на хомут рессоры в кг\

L — выпрямленная длина коренного листа между центрами ушков в см\
п — число листов рессоры;

b и h — ширина и толщина листов рессоры в см.

При испытании рессор под прессом на отсутствие у
пробной нагрузкой Р ьеличину последней определяют по

2snbh1 2

них осадки под
формуле

(203)

100 кг/мм2 (см.

(202)

где ст — допускаемое напряжение на изгиб; v=Rp = 95 или
табл. 2);

л, 6, h и L имеют указанное выше значение.

Величина прогиба рессоры определяется по формуле

6Р/3 * * * * *
' “ Eh*b2nQ 9
в которой вместо п принято обозначение л0.

По ГОСТ 1425-53 при испытании рессор на прогиб полудлину рессоры I
в выпрямленном состоянии считают не до середины рессоры, а, учитывая
влияние ширины а хомута, принимают, что фактическое сечение заделки
листов смещается с середины рессоры на величину а: 6, вследствие чего
в формуле (202) полудлина рессоры / заменяется величиной

Влияние на прогиб рессоры отклонения от треугольной формы рас-
кладки её листов (фиг. 139, в) учитывается методом, предложенным в 1907 г.
проф. М. В. Гололобовым1, заключающимся в том, что в знаменателе
формулы (202) удвоенное число листов заменяется величиной2 Зт + 2л.

Поэтому формула для прогиба листовых незамкнутых рессор полу-
чает следующий вид:

6р(/-|)3

= ~Eh3b (Зт + 2п) СМ>	(204)

где Р — нагрузка на хомут, указанная в чертеже рессоры, в кг*

I — полудлина рессоры в выпрямленном состоянии в см\

а — ширина хомута в см\

Е — модуль упругости; Е = 2,05 • 10е кг/см2\
b и h — ширина и толщина листов в см\

т — число коренного и подкоренных листов;

п— число наборных листов рессоры;

л0— общее число листов рессоры;

nQ = т + п.

Для однорядной эллиптической рессоры, как состоящей из двух не-
замкнутых рессор, опирающихся одна на другую своими концами, при-
меняются те же формулы, относимые к одной половине эллиптической
рессоры. Поэтому прогиб однорядной эллиптической рессоры равен двой-
ной величине прогиба незамкнутой рессоры 3.

1 ИТС. Вагоны. Трансжелдориздат, 1937, стр. 145, 168 и 169.

/ т \

3 Вместо величины Зт+2л встречается иногда в литературе величина n0 12-р — I

(в принятых выше обозначениях), предложенная в 1918 г. немецким инженером Вит-

цигом, который через 11 лет просто повторил формулу проф. Гололобова, так как

п0 = т + п.

3 Расчёт эллиптических рессор Брауна, см. ИТС. Вагоны. Трансжелдориздат,

1937, стр. 165, 172—179.
У двух- и трёхосных вагонов и в некоторых тележках рессорные
подвески листовых рессор располагаются наклонно (фиг. 140), вследствие
чего сила S, действующая по подвеске,

Фиг. 140. К учёту влияния наклон-
ных подвесок

Р
разлагается на вертикальную силу и

горизонтальную силу Н.

Таким образом, сечение А рессоры
подвергается действию изгибающего мо-

мента

4/+4 ctga='r(z+ctga)’

причём прогиб рессоры f от одной вертикальной нагрузки увеличи-

вается при наклонных подвесках до

fH = f I1 + -j tg a

Входящие в эти формулы плечо с и

Р Р X
в момент равновесия сил и — tga и

угол а обычно бывают неизвестны
определяются методом подбора

из уравнения (205) и отношения у =	, в котором

(205)

Аф — фаб-

ричная стрела выгиба рессоры

Для угла a^35° и для обычных вагонных выгнутых рессор, не раз-
c.	Р '

гибающихся еще в прямую от вертикальной силы — , добавочный момент

р

— сtga увеличивает прогиб рессоры и
&

р

действия одной вертикальной силы ,

её напряжения,
на 6— 10% *.

вычисленные от

12.	ПОРЯДОК РАСЧЁТА ПРУЖИН И РЕССОР, ПОДДЕРЖИВАЮЩИХ
КУЗОВ ВАГОНА

Учитывая колебания вагона на пружинах (рессорах) во время его
движения, определяют наибольшую расчётную нагрузку на них Рр (на-
зываемую при испытаниях также пробной нагрузкой), по уравнению

Рр ~ Рст	san ,	(206)

где Рет— статическая нагрузка на пружину (рессору) в кг\

kK0H.san — коэффициент конструктивного запаса прогиба пружины (рессо-
ры), принимаемый по рекомендации ЦНИИ и НИБ равным:
для тележек грузовых вагонов не менее 1,9; для тележек пас-
сажирских вагонов не менее 1,7.

Расчёт пружин (рессор) производится на прочность по наибольшей
расчётной нагрузке Рр и на расчётный прогиб — по статической нагруз-
КС Рст'

При этом пользуются следующими формулами:

1)	для пружин из прутков круглой стали: на прочность — форму-
лой (179), принимая напряжение кручения с учётом коэффициента т)

• Подробный расчёт рессор с учётом влияния наклонных серёг имеется в труде
преф. А. А. Попова. Теория плоских колебаний вагонов., Трансжелдориздат, 1940,
стр. 79.
по табл. 20 и на расчётный прогиб—формулой (181). Для обеспечения
устойчивости таких пружин при расположении их между неповорачиваю-
щимися опорами отношение высоты пружины в свободном состоянии Нс.
к среднему диаметру пружины D должно удовлетворять условию

(77ев: Г>) С 3,5;

2)	для пружин из прутков прямоугольной стали: на прочность—фор-
мулой (192), принимая т = 65 кг/мм2, и на прогиб — формулой (194);

3)	для листовых рессор (незамкнутых и эллиптических): на проч-
ность — формулой (203), принимая напряжение изгиба а по табл. 2, и на
прогиб—формулой (204).

При определении расчётного прогиба ширина и толщина листа
должны приниматься равными средним арифметическим величинам меж-
ду номинальными размерами листа и размерами, получаемыми с учётом
допускаемых отклонений по ГОСТ 5267-50.

13.	МЕРОПРИЯТИЯ ПО ПОВЫШЕНИЮ ПРОЧНОСТИ РЕССОР
И ПРУЖИН

Обдувка дробью рессор и пружин. У рессор и пружин, материал кото-
рых подвергается действию переменной нагрузки в довольно значительном
диапазоне, исключительно большое влияние на их прочность оказывает со-
стояние их наружной поверхности.

Как указывалось выше (см. фиг. 81), предел усталости у образцов, под
вергающихся изгибу, сильно уменьшается с увеличением неровностей и на-
личия пороков на наружной их поверхности. При этом уменьшение предела
усталости особенно существенно для сталей увеличенной прочности, которые
и применяются в рессорах и пружинах.

В настоящее время применяется новый метод улучшения качества рессор
и пружин путём обработки (обдувки) их поверхности мелкой дробью из леги-
рованного чугуна (диаметром 0,6—1,0 мм), ударяющейся о поверхность с боль-
шой скоростью (около 50 м/сек). От таких ударов дробинок поверхности сгла-
живаются и на них одновременно возникают сжимающие напряжения, повы-
шающие предел выносливости. В общем обдувка дробью увеличивает долговеч-
ность рессор и пружин в 3—5 раз.

Обдувка дробью производится в специальных дробемётных установках
с автоматическим передвижением рессорных листов или пружин; каждая де-
таль подвергается обработке дробью в течение 0,5—1,5 мин. В рессорных ли-
стах дробью обрабатываются только поверхности, работающие на растяжение,
т. е. вогнутые.

Изменение формы ушка коренного листа. В эксплуатации повреждения
незамкнутых листовых рессор происходят чаще всего вследствие отлома у них
ушков.

Специальные исследования, произведённые на литейно-механическом
заводе МПС имени Л. М. Кагановича канд. техн, наук Д. Г. Иванниковым со-
вместно с сотрудниками этого завода, показали, что одной из существенных
причин отлома ушков является прилегание конца коренного листа к подко-
ренному в точке, расположенной не строго под центром ушка, как это показы-
вается обычно на чертежах, а отступя от этого места в сторону хомута на
расстояние 20—30 мм.

Вследствие этого у коренного листа в месте касания с подкоренным листом’
возникают очень высокие напряжения, доходящие до WQks/mm2 при испыта-
тельной нагрузке на рессору 12 000 кг. Для устранения этого Д. Г. Иванни-
ков рекомендует приваривать к ушку особые башмачки или по предложению
завода придавать ушку форму, показанную на фиг. 141, обеспечивающую при-
легание его к подкоренному листу под вертикалью, проходящей через центр
валика.
Для испытания рессор на упомянутом заводе была спроектирована и по-
строена специальная машина для одновременного испытания 8 рессор и в та-
ких условиях, как они работают в двухосном вагоне, т. е. соединённых по-
средством серёг с кронштейнами балок и подверженных действию перемен-

ных нагрузок.

При испытании на этой машине рессор с обыкновенными ушками послед-
ние были отломаны у 12 рессор из числа 16 рессор после 163 800 циклов.
При испытании же 10 рессор с приваренными к их ушкам башмачками (обес-
печивающими опору коренных листов подобно показанному на фиг. 141)
рессоры выдержали 392 400 циклов и ни у одной

Фиг. 141. Изменённая форма
ушка

из них не было отлома ушков.

О зазорах между листами у листовых
рессор и о правке листов. До недавнего вре-
мени считалось, что для повышения прочно-
сти листовых рессор необходимо, чтобы листы
плотно прилегали один к другому как в свобод-
ном, так и в нагруженном состоянии рессоры.

Для обеспечения плотного прилегания ли-
стов в свободном состоянии рессоры они часто
пригонялись вручную ударами тяжёлого

молотка по закалённым и отпущенным листам,
находящимся не в нагретом состоянии. Такие
удары вызывают в листах вмятины, в кото-

рых появляются вначале микроскопические
трещины, постепенно развивающиеся и приводящие затем к излому листов \
Кроме того, требование плотной пригонки листов задерживало введение ме-
ханической их гибки, так как последняя не устраняла дорогой и трудоёмкой
дополнительной ручной пригонки листов.

Между тем исследования показывают, что зазоры, имеющиеся у.рессоры
в свободном состоянии, закрываются под нагрузкой, а в некоторых случаях,

кроме этих закрывающихся зазоров, появляются и новые зазоры в других ме-
стах рессоры. В средней части зазоры имеют наибольшую ширину, которая по
концам сходит на нет. Исследования также показывают, что если наибольшая
ширина зазоров не превышает 1,25 мм, то независимо от их длины зазоры не
приносят вреда рессоре, так как наибольшие напряжения в сечении заделки
у всех листов (кроме нижнего) при максимальных расчётных нагрузках на
рессору не превосходят допускаемого напряжения (в нижнем листе у всякой
рессоры появляется перенапряжение и этот вопрос здесь не рассматривается).

Результаты этих исследований1 2 отражены и в ГОСТ 1425-53, согласно
которому допускаются зазоры между листами не более 1,2 мм.

Это позволяет упразднить трудоёмкую и вредную для прочности листов
ручную их пригонку ударами молотка, заменив её механической правкой на
правйльных станках, и одновременно улучшить и удешевить производство

рессор.

14.	КОЛЕБАНИЯ КУЗОВА ВАГОНА НА ПРУЖИНЕ (РЕССОРЕ).
СОБСТВЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ ГРУЗА НА ПРУЖИНЕ (ПРУЖИНА
ПОСТОЯННОЙ ЖЁСТКОСТИ И БЕЗ ТРЕНИЯ)

Вследствие неизбежных неровностей пути, особенностей формы поверх-
ности катания колёс как после их обточки, так и при износе, а также вслед-
ствие изменения скорости движения кузов вагона испытывает сложные коле-
бательные движения. Рассмотрим ниже только одни вертикальные колебания

1 И. Г. Соколов. Вагонные рессоры. Трансжелдориздат, 1952, стр. 66.

2 Исследования выполнялись Ленинградским институтом железнодорожного транс-
порта и другими организациями.
кузова, как груза, поддерживаемого пружиной (рессорой), для чего выведем
некоторые основные формулы из теории колебаний.

Если к пружине осторожно подвесить некоторый груз (фиг. 142, а)
или на пружину осторожно положить груз, то она прогнётся и получит стати-
ческий прогиб fem, причём груз займёт на пружине определённое неподвижное
равновесное положение. Если затем толкнуть груз по вертикальному направ-
лению или, оттянув его из равновесного положения, отпустить, то он придёт
в колебательное движение,
называемое собствен-
н ы м, или свободным,
колебанием.

Выведем уравнение соб-
ственных колебаний груза
и рассмотрим основные
свойства колебательного дви-
жения.

Колебательный процесс
принято изображать в пря-
моугольных координатах Юг
(фиг. 142,6). По горизонталь-
ной оси Ot откладывается
время ty а по вертикальной
оси Ог — соответствующее
расстояние груза от равно-
весного его положения; по-
ложительная ось Ог направ-
лена вниз.

Пусть груз, совершая
колебательные движения
около равновесного по-
ложения, поднимается квер-
ху и в некоторый момент
времени t находится ниже
этого положения на рас-
стоянии + 2, имея в этот
момент направленные тоже
вверх скорость v = г’ и
ускорение j = г".

Силами, действующими
на груз, являются его вес
Р, направленный вниз, и

Фиг. 142. К определению собственных колебаний

груза на пружине

сила сопротивления пружины в этот момент (fcm+z)w, направлен-
ная вверх. Таким образом, груз находится под действием направленной
вверх результирующей этих сил

Р — (fem + Z) ж = Р — Р — жг = — жг,

которая и сообщает ему ускорение /.

Так как сила равна массе, умноженной на ускорение, то, обозначив
массу груза через т = Р : g, где g— ускорение силы тяжести, получим:

mj = — жг.

После замены здесь j = г” получим дифференциальное уравнение дви-
жения

тгп + жг = 0.

(207)
Деля это уравнение на т и обозначая

— = k2,	’ (208)

tn	'

приходим к следующему исходному виду дифференциального уравнения
движения

г" + k2z = 0.	(209)

Для пружины, имеющей жёсткость ж, при загружении её грузом
массой т величина k2 является постоянной. Эта величина принята в квад-
рате для последующего удобства записей (в дальнейшем приходится иметь
дело с квадратным корнем из этой величины).

Как известно, дифференциальное уравнение (209) имеет общее решение
в виде

г = A cos kt + В sin kt,	(210)

в котором А и В—постоянные интегрирования, подлежащие определению.

Уравнение (210) называется уравнением гармонических коле-
баний, оно определяет расстояние г груза от равновесного положения
в любой момент времени t по величинам А, В и k. Для определения по-
стоянных составим ещё одно уравнение, продифференцировав по t уравне-
ние (210), которое представит скорость г' передвижения груза по верти-
кальному направлению:

z' =	= — Ak sin kt + Bk cos kt.	(211)

Из уравнений (210) и (211) и определяются постоянные Л и В в за-
висимости от выбора начального момента для отсчёта времени.

Примем отсчёт времени от момента прохода грузом равновесного поло-
жения со скоростью v = kzQ, где z0— наибольшее отклонение от равно-
весного положения груза, которое он может получить под влиянием ско-
рости v. Этому соответствуют условия: при /1 = 0, z = 0 и z' = kz0, по
которым из уравнения (210) определяется Л = 0, а из уравнения (211)
получается В = z0.

После этого уравнение (210) приводится к виду:

z = zosin£/1,	(212)

графическое изображение которого показано на фиг. 142, в.

Если отсчёт времени производить от момента наибольшего удаления
груза от равновесного положения, принимая при tx = 0, z = z0 и z'= 0
(в момент изменения направления движения груза), то подобным образом
получим (фиг. 142, г)

z = z0cos£/t = zosin (л,» + тг) ’	(213)

«e /. = (> +	•

Следовательно, уравнение (213) отличается от уравнения (212) сдвигом
фаз на 2^.

В общем случае при положении начала координат в точке &
(фиг. 142, д), приняв в уравнении (210)

.A = 20sin<p и B = z0cos<p,
где г0 и <р — постоянные, получим

z = z0sin®cos&/ 4- z0cos<psin kt = zosin (kt + ф).	(2141
Это уравнение можно получить из уравнения (212) подстановкой

Уравнения (212 и 213) можно рассматривать как частные случаи
уравнения (214) при величинах ©, соответственно равных 0 и у.

Если бы не было никаких сопротивлений движению, что пока здесь
и предполагается, то колебания груза, определяемые уравнением (214),
продолжались бы бесконечно долго. В действительности же всегда имеются
некоторые сопротивления движению, которые постепенно гасят колебания.
Влияние этих сопротивлений на колебания рассматривается ниже.

Наибольшее удаление груза по абсолютной величине в ту или другую
сторону от равновесного положения называется амплитудой колебания.

ср

Величина представляет собой сдвиг начала отсчёта времени от

мгновения прохождения центра тяжести груза через среднее положение.
Эта величина называется начальной фазой. Величина ср пропорцио-
нальна начальной фазе для данных условий колебания и её иногда также
называют начальной фазой.

2 тс

При изменении t на величину -г- в уравнении (214) сохраняются
К

прежние значения отклонения 2 и всех его производных. Поэтому величина

Т =

2 тг
т

(215)

называется периодом колебаний.

Период синусоидальных и косинусоидальных колебаний равен также
промежутку времени между последовательными прохождениями груза через
равновесное положение, совершаемыми им в одном и том же направлении.

Заменим k через другие величины.

Из уравнения (208) находим

Р	Р	ж	g гт	1 / g

где ж = и m = — , вследствие чего — = А • Поэтому k =	.

fem	g	m	fcm	v fem

Окончательная формула периода колебания груза имеет вид

7 = 2*

(216)

Принимая здесь g = 981 см/сек2, получим очень простую и удобную
формулу для периода колебания груза:

Т = 2к|/	= 0,2000 Vf^ 0,2VfTm-	(217)

В этой формуле fcm принимается в сантиметрах, а период Т полу-
чается в секундах.

Из формулы (217) следует, что период колебаний Т зависит только
от величины статического прогиба fcm пружины под грузом, но не зависит
от способа приведения груза в колебательное движение. Таким образом,
оттягивая или поднимая один и тот же груз на некоторой пружине на
большие или меньшие величины z0 или сообщая ему толчком разные
скорости v, во всех этих случаях период колебаний Т остаётся одним
и тем же, амплитуды же колебания получаются, конечно, разными.
Если же на одной и той же пружине по очереди подвергать колеба-
ниям грузы увеличивающегося веса, под которыми пружина получает
возрастающие статические прогибы {ст, то из формулы (217) следует, что
период колебаний более тяжёлых грузов больше периода колебаний лёг-
ких грузов.

По периоду колебаний Т определяется и число полных колебаний
груза в 1 сек., называемое частотой колебаний,

n = Y-	(218)

Число полных колебаний, совершаемых в 1 сек., выражается в гер-
цах (гц).

Заменяя в уравнении (218) период Т из формулы (215), получаем

из которой видно, что

k = 2-n	(219)

пропорционально частоте п.

Поэтому величину к = ]/гж:т называют тоже частотой (круго-
вой).

Ускорение г" колебательного движения груза на пружине определяется
из уравнения (209):

Подставляя вместо z его величину по одному из уравнений (212),
(213) или (214), получаем величину ускорения г" в любой момент времени t.
Например, пользуясь уравнением (213), получаем:

г" = — ~~ z0 cos kt
/ cm

И

Zmax = Zq'	(220)

I cm

Из уравнения (220) следует/ что ускорение достигает наибольшей
абсолютной величины в моменты наибольших удалений груза от равно-
весного положения. Из формул (217) и (220) также следует, что для
улучшения плавности хода необходимо увеличение статического прогиба fcm
(до известных пределов).

15.	ВЫНУЖДЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ ГРУЗА НА ПРУЖИНЕ
(ПРУЖИНА ПОСТОЯННОЙ ЖЁСТКОСТИ И БЕЗ ТРЕНИЯ)

Вынужденными колебаниями называются колебания, совер-
шаемые подвешенным на пружине (рессоре) грузом при сообщении точке
опоры (подвеса) пружины многократных перемещений в ту и дру-
гую сторону по направлению пружины или же при сообщении непосред-
ственно грузу (при неподвижной опоре) многократных толчков по направ-
лению пружины.

Допустим, что пружина, поддерживающая груз Р> опирается на ось
колеса (фиг. 143), катящегося с постоянной скоростью v по горизонталь-
ному прямому рельсу, у которого, начиная с точки Аъ имеются одинаковые
неровности в виде впадин	глубиной Л, отстоящие одна от другой

на расстоянии Lp.
Примем, что при качении колеса по горизонтальному пути, т. е. до
точки Alf груз находится в спокойном равновесном положении на пру-
жине, не имея вертикальных колебаний. При дальнейшем же качении
колеса за точкой Аг оно на каждой неровности перемещается вниз и вверх
на величину А, отчего груз приходит в вертикальные колебания, называе-
мые вынужденными колебаниями.

Под грузом Р подразумеваем кузов одноосного вагона (теоретического),,
а под неровностями пути — впадины, аналогичные стыковым впадинам,.

Фиг. 143. К определению вынужденных колебаний груза на пружине

причём расстояние Lp соответствует длине Грельса. I Неровности пути*
определяются относительно координатных осей С^А^ уравне-
нием косинусоиды

h /1	\

Zi = — (1—cosa)

при независимом переменном а, отсчитываемом (в радианах) вдоль оси’
абсцисс от точки ЛР

Представим это переменное а в другом виде, более удобном для нашей
цели. Обозначив абсциссы косинусоиды в точках>г5х и С\, соответственно
равные а и 2 к, через линейные величины х и Lp, составим пропорцию;

a _ х

2 тс Lp ’

„	2 тс

из которой получим ос = у— х.

Имея в виду, что колесо катится с постоянной скоростью о и прини-
мая момент прохода его через точку Лх за начальный’для отсчёта от него<
времени t, получим, что х = vt, после чего

Обозначим здесь v:Lp = p'. Величина р' представляет число рельсов
длиной Lp, проезжаемых колесом в 1 сек. (на протяжении у), г. е. число-
подталкиваний колеса и основания пружины в 1 сек. Отсюда следует,
что р'— частота силы, вызывающей вынужденные колебания груза.

При этом, обозначая через Тв промежуток времени между двумя со-
седними подталкиваниями пружины, т. е. период вынужденных колебаний
груза, получим

Р’ = ^-	’	(221 )i
Для дальнейшего удобства и упрощения записей обозначим

о _/	2 к	2 ТС V	/9991

р = 2 тг р' »	= -j— ,	(222)

где р — величина, пропорциональная частоте силы, вызывающей вынужден-
ные колебания, аналогично тому, как при собственных колебаниях
величина k по уравнению (219) пропорциональна частоте п соб- ’
ственных колебаний.

Поэтому величину р называют круговой частотой вынужденных
колебаний.

После этого получаем

а = pt

и уравнение косинусоиды имеет вид

zx = y(l—cospQ.	(223)

Когда движущееся колесо в некоторой точке Вх опускается на вели-
чину Zj, то кузов вагона, поддерживаемый разжимающейся при этом
пружиной, опускается относительно своего горизонта АС на меньшую
величину z, причём пружина разжимается на величину zY— г (для большей
наглядности изменения высоты пружины в точку А перенесена косинусои-
да ABt С, по которой катится колесо). В результате этого траектория
груза проходит по некоторой кривой линии Д/V/?, уравнение которой
относительно горизонтали АС и представляет интересующие нас вынужден-
ные колебания груза на пружине.

В момент прихода колеса в точку Вг и разжатия пружины на вели-
чину — z груз находится под действием направленной сверху вниз воз-
вращающей силы ж (zt—z), где ж—жёсткость пружины. Эга сила сооб-
щает грузу в рассматриваемый момент ускорение z".

Поэтому, обозначая массу груза через т, получаем аналогично пре-
дыдущему

mz" = ж^г — z)

или, имея в виду уравнение (223),

„ ।	ж/i/i

mz + жг — жг1 =	(1 —cos pt),

z.

После разделения этого уравнения на т и замены согласно уравне-
нию (208) отношения ж:т = к2, где k— круговая частота собственных
колебаний груза на пружине, получаем исходное дифференциальное урав-
нение для определения из него искомой ординаты z:

Ь2 h

z" + k2z=-?- (1 — cos pt).	(224)

Это уравнение (так называемое неоднородное) отличается от рассмо-
тренного выше дифференциального уравнения (207) только тем, что в правой
части вместо 0 имеется некоторая величина.

Согласно теории дифференциальных уравнений решением уравнения (224)
является решение уравнения (207), сложенное с частным интегралом
уравнения (224).

Таким образом, получаем

h / k2	\

z = Acoskt +	1 — -fe2_p2 cos pt j.	(225)

Первые два члена правой части уравнения (225), совершенно одинако-
вые с рассмотренным выше уравнением (210), определяют собственные
колебания груза на пружине, т. е. колебания в случае, если бы колесо
было неподвижно или двигалось по прямому горизонтальному пути.

Последний член определяет вынужденные колебания груза на пружине

(226)

После прохода колесом точки траектория груза ANR определяется
всеми членами уравнения (225). По прошествии некоторого времени соб-
ственные колебания груза, определяемые первыми двумя членами, при
наличии даже ничтожных сопротивлений прекратятся или, как говорят,
затухнут, вледствие чего при дальнейшем качении колеса по неров-
ностям рельса груз будет совершать только одни вынужденные колебания,
определяемые уравнением (226).

Представим уравнение (226) в таком виде:

h	h k2 . h	„	/ОО7Ч

Ze ~ 2	2	’ k2 — p2	C°S pt	- 2	Ze	’	(22 >

где

h k2

(228)

Такое преобразование соответствует тому, что ординаты вынужденных
колебаний Ze отсчитываются от горизонтали D'E', отстоящей от перво-
начальной оси абсцисс АС на расстоянии h : 2.

Как следует из уравнения (228), вынужденные колебания являются
гармоническими с амплитудой

h k2	h	1

а = —  ------— — — .---------

2	k2 — р2	2	_ р2

1 “ k2

Обозначив здесь

(229)

получим величину амплитуды в другом виде:

Л л

(230)

Из этого выражения следует, что амплитуда а пропорциональна коэффи-
циенту р, который в свою очередь зависит от частот р и k.

Таким образом, о величине амплитуды а удобнее судить по величине
коэффициента р, который называется коэффициентом нарастания
амплитуд вынужденных колебаний.

Исследуем изменения коэффициента р в зависимости от изменения
частот k и р согласно уравнению (229).	____

Частота собственных колебаний груза к=Уж:т для данной пру-
жины с жёсткостью ж и для рассматриваемого груза массой т есть
величина постоянная.

Частота вынужденных колебаний груза р = 2кр'= 2~v \ Lp зависит
от скорости движения о колеса и от длины рельсов Lp. Приняв некото-
рую длину рельсов Lp одинаковой на всём протяжении пути за точкой Alt
получим, что частота вынужденных колебаний р прямо пропорциональна
скорости движения v. Поэтому величину коэффициента р для данной пру-
жины и груза исследуем в зависимости от скорости vf предполагая, что
12 Вагоны
колесо проходит один участок пути с одной постоянной скоростью, сле-
дующий участок пути с другой постоянной скоростью и т. д.

Пока скорость движения v колеса такова, что частота р меньше
частоты собственных колебаний k, т. е. р < k, то по уравнению (229)
коэффициент нарастания вынужденных колебаний Р> 1, вследствие чего
при таких условиях амплитуды вынужденных колебаний

С увеличением скорости движения v колеса частота р увеличивается
и может сделаться, как это часто и бывает у вагонов, равной k и даже
больше k.

В случае, когда р = k, коэффициент [3 становится бесконечно большим.
Что же касается амплитуд а, то они увеличиваются только до тех пор,
пока не станут получаться жёсткие удары при полных сжатиях пружины
или пока не произойдёт поломки пружины.

Такой результат исследования вынужденных колебаний получился
здесь потому, что рассматривалась пружина, не имеющая трения. При
наличии же достаточного трения между буксой и буксовой лапой или
у листовых рессор между листами, а также в специальных устройствах-
амортизаторах—колебания груза на пружине затрудняются. Вследствие
этого амплитуды вынужденных колебаний при р = k, хотя и становятся
наибольшими, но имеют ещё умеренную величину, предохраняющую пру-
жину от поломки.

Явление, при котором частота вынужденных колебаний р становится
равной частоте собственных колебаний k, называется резонансом,
а соответствующая этому явлению скорость движения v называется кри-
тической скоростью vKp.

При дальнейшем увеличении скорости о движения колеса свыше кри-
тической, т. е. при р>£, коэффициент р становится отрицательным. Это
указывает здесь на то, что отклонения груза по уравнению (228) стано-
вятся обратными по знаку величине cos pt (rq резонанса отклонения груза
были одинакового знака с cosp/). При этом абсолютная величина коэффи-
циента р, выйдя при отсутствии трения из бесконечно больших величин
(а при наличии трения из просто больших величин), начинает уменьшаться;
при достаточно больших скоростях v и соответствующих им значениях р
коэффициент р становится меньше 1. При этом амплитуды а вынужденных
колебаний по мере увеличения скорости v (и р) становятся всё меньше
и меньше.

Такие колебания с малыми амплитудами при больших (высоких)
частотах р называются дрожаниями.

На фиг. 144 показано сплошными линиями вычисленное по уравне-
нию (229) (т. е. при отсутствии трения) изменение коэффициента нараста-
ния р в зависимости от отношения р : k частот вынужденных и собственных
колебаний или, что то же самое, в зависимости от скорости v движения
колеса для данных пружины и груза.

Из фиг. 144 следует, что коэффициент (3 при изменении скорости и
от 0 до критической vKp и соответственно при изменении р : k от 0 до 1
увеличивается от 1 до оо, причём это увеличение вначале происходит
медленно, затем быстрее и только около критической скорости vKp вели-
чина коэффициента (3 быстро уходит в бесконечность. Так, при у = 0,95 vKp
и соответственно при р : k = 0,95 коэффициент (3 имеет ещё умеренно боль-
шую величину, равную 10,26.

При скоростях о, больших критической vKp, коэффициент (3 становится
отрицательным и его надо было бы откладывать ниже оси абсцисс, но для
сокращения размеров фигуры на ней показана лишь абсолютная величина [3,
которая в данном случае нас и интересует.
При переходе за критическую скорость vKp коэффициент (3 сначала
быстро уменьшается. Так, при v = 1,05 vKp или при р : k = 1,05 коэффи-
циент (3 становится равным уже 9,75. При дальнейшем увеличении ско-
рости v уменьшение величины [3 замедляется и при v = 2 vKp или при
р: k = 2,0 коэффициент [3 = 0,333.

На той же фигуре показана ориентировочно штриховыми линиями
зависимость коэффициента [3 при наличии трения в рессоре (верхняя линия
относится к меньшему трению, нижняя — к большему).

Коэффициент р часто представляется и в другом виде:

9
р
k2

1

где Тс и Тв—периоды собственных
и вынужденных колебаний.

Последний вид получается из
предыдущего после замены в нём:
по уравнению (215)

-----Для рессор с трениен(ориентировочно)

Фиг. 144. Зависимость коэффициента ₽ от
отношения р : k или от скорости v

и по уравнению (222)

Критическая скорость vKp, при

ляется из условия р = k.

Поэтому, принимая р по
и (217), получаем

которой наступает резонанс, опреде-

уравнению (222) и k по уравнениям (215)

2 тс vKp
Lp

_ 2к_ 2к
~Тс

откуда

Lp

----м/сек,
0,2 |/ fCm

или

3,6 Lp \SLP t
---км час.

WVtcm Vfcm

(231)

Здесь обозначают:

vKp— критическая скорость в км/час;

Lp — длина рельсов в м;

fcm — статический прогиб рессоры в см.

16.	СОБСТВЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ ГРУЗА НА РЕССОРЕ С ТРЕНИЕМ,
ПРОПОРЦИОНАЛЬНЫМ ПЕРЕМЕЩЕНИЮ

Рассмотрим собственные колебания листовой рессоры (с постоянной
жёсткостью), нагруженной грузом Р (фиг. 145). Под действием этого груза
концы рессоры прогнутся на величину fcm. Примем за начало координат
точку О приложения груза Р: 2 в момент равновесия системы. Выведенный
из положения равновесия груз совершает колебательные движения, которые
можно определить уравнением (207), если в левую часть этого уравнения
ввести силу трения, возникающую между листами рессоры. Сила трения
в листовой рессоре согласно формуле (169) равна произведению следую-
щих сомножителей: жёсткости рессоры ж, коэффициента относительного
трения ср и полного прогиба рессоры fcm + г, т. е.

m<t(fcm+z).	(232)

Следовательно, колебательные движения груза на листовой рессоре
определяются дифференциальным уравнением

/ли" + жг (fcm + г) = 0.	(233)

При движении груза из крайнего нижнего положения в верхнее сила
трения направлена сверху вниз, т. е. в сторону, противоположную дей-
ствию реакции рессоры, поэтому перед выражениехМ ж®(?ст + г) в левой
части уравнения (233) берётся знак минус, и уравнение (233) имеет сле-
дующий вид:

тг" + жг — ж (fcm + z) 9 = 0,
или

mz" + (l — <р)ж (г —	= 0.	(234)

I

Фиг. 145. К определению колебаний груза на рессоре

При перемещении груза в обратном направлении сила трения изме-
няет своё направление, т. е. действует снизу вверх (в одном направлении
с реакцией рессоры). Тогда уравнение колебания для движения груза
сверху вниз можно написать в таком виде:

тг" + жг+ ж (fcrn 4- z) 9 = 0,

или

znZ" + (l + tp)^/2 + ^\^0.
\ 1 + ?/

Интеграл уравнения (234) равен

z = Ai cos	sin ki t + ihtL

1 — ?

где

(235)

(236)

(237)

Для определения постоянных интегрирования А± и BL принимаем
следующие начальные условия. При t = 0:

Тогда

Д __	9 fcm .

A1 ~ г° ~ ’

При

z = г0 и г' = 0.

В1 = 0 и 2=fZo_l^L\cos^/+	(238)

\	1 — 9 /	— 9

к
получаем

2<?fcm

1 —ф

(239)

где ?! — наибольшее отклонение вверх конца рессоры, т. е. амплитуда
колебаний.

Графиком движения системы в промежуток времени от / = 0 до t =

=	является дуга косинусоиды

(фиг. 146).

Интеграл уравнения
(235), определяющего обрат-
ное движение груза, равен

z = Л 2 cos k2t +

+ B2sinM —(240)
1 + 9

где

ti=д(1+<р) и ;=
т	2

(2,,)

Производя отсчёты вре-
мени от точки О2 (фиг. 146),
определим Л2 и В2 по на-
чальным данным. При t =
= f2 = 0;	и г' = 0.

Тогда

z = | ?1 +

АВ, а осью её — прямая EF

Фиг. 146. К определению собственных колебаний
груза на листовой рессоре

9 fem

1 ф

л , 1	9 fem

COS k2t — j—-

но по уравнению

(239)

. 2 9 f cm

21 = - го + -^=7

следовательно,

2 9 fem

1 — 9

1 4.	9 fem

cos k2t — ~—

(242)

При t = t2 =

— заканчивается полупериод и
к2

_ _ _ ____2<?fcm ___2^fem

22 - Z°	1 — <p	1	?	~ 2<

4 9 f cm

°	1— <р2

На фиг. 146 этому полу периоду соответствует ветвь косинусоиды ВС,
имеющая осью прямую E2.F2.

Рассмотренная система имеет не только одно положение равновесия
при г" = 0, а целую область равновесия. Действительно, полагая в урав-
нениях (234) и (235) г" — 0, получим

kl.2

<?fcm

z0 “F

z =

20 —4<рА™-

Но ^f.2 ¥= 0, поэтому Z +

? fem
1Я2?
или

<? fcm

1 =F ?'

(243)

Величина У-li™

1 Т?
ших стрелы трения,

называется стрелой трения. При прогибах, мень-
рессора остаётся в положении равновесия, удержи-

ваемая силами трения.

Проводя прямые EF, Е^, E2F2 и E3F3, определим область равно-
весия, или так называемую мёртвую зону (см. фиг. 146).

Без большой погрешности можно принять:

т = Т +Т ~2л ~ 0,2 Vfem ’	(244)

Zi~ —20 + 2?/fm	(245)

z2~20 — 4^fcm.	(246)

Из уравнений (245) и (246) следует, что за каждый полупериод ампли-
туда колебаний г уменьшается на постоянную величину 2ср/ст. Следова-
тельно, амплитуды колебаний уменьшаются в арифметической прогрессии
и вершины косинусоид располагаются по одной прямой (см. фиг. 146).

В тех случаях, когда трение велико, в конце колебания наблюдается дви-
жение и внутри указанной мёртвой зоны.

Это явление объясняется тем, что листы прекращают колебаться не все
сразу, а последовательно, один за другим, вследствие чего силы трения между
ними уменьшаются постепенно.

17.	ВЫНУЖДЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ ГРУЗА НА РЕССОРЕ
С ТРЕНИЕМ ПРИ РЕЗОНАНСЕ. УСЛОВИЕ НЕНАРАСТАНИЯ

АМПЛИТУД КОЛЕБАНИЙ

Из рассмотренного выше следует, что для груза Р, поддерживаемого
пружиной без трения (см. фиг. 143) и катящегося по волнистому профилю
пути, общим уравнением колебательных движений с учётом также и собствен-
ных колебаний груза, пока они ещё не затухли, является уравнение (225):

h /	Ъ2	\

z = A cos kt + В sin kt + — И — —-— cos pt \ .	(247)

Определим постоянные А и В, для чего напишем производную по t
этого уравнения:

z' = — Ak sin kt + Bk cos kt +	sin pt.	(248)

к ~ p

Согласно сказанному выше груз Р приходит в точку А (см. фиг. 143),
не имея вертикальных колебаний, вследствие чего при / = 0 смещение
груза г = 0 и скорость груза по вертикали г' = 0.

Поэтому из уравнения (247) определяется

Д = —

2	А>2 —р2 ’

а из уравнения (248) получается

В = 0.

Подставляя эти величины в уравнение (247), получим уравнение ко-
лебаний груза Pi

f i  Р2 coskt- k*cospt\	,94<n

2	+	I '	{	9
Пусть рассматриваемая система наезжает на волнистый профиль пути
и движется по нему с критической скоростью vKp, т. е. в состоянии ре-
зонанса, при р = k.

Тогда второй член уравнения (249) обращается в неопределённость
вида 0:0.

Раскрывая её по известному правилу Лопиталя (написав производ-
ные по р числителя и знаменателя), получим:

2p cos kt + k2t sin pt /	k2t .	,\

—-------~-----— =\—CQSkt-----Sin pt\ n .=

— 2p	I	2p r Pxk

kt

= — cos kt — у sin kt.

После этого уравнение (249) колебаний груза при резонансе, когда
p = k, примет вид:

h /	kt \

z=~(l—coskt — у sin kt j .	(250)

Полученное уравнение относится к первоначальной оси абсцисс АС
(см. фиг. 143). Для параллельной оси D' Е' здесь не встречается надобности

Фиг. 147. К определению вынужденных колебаний груза на листовой рессоре

в изменении вида полученного уравнения, потому что им пользуются
с начального момента (t = 0) вкатывания колеса на первую неровность
пути, а не после затухания собственных колебаний, к чему относится
уравнение (228).

Из уравнения (250) и графического изображения его на фиг. 147
видно следующее. Так как в последнем члене скобки перед sin kt стоит
множитель kt: 2, то абсолютная величина этого члена возрастает пропор-
ционально времени I (сам sin kt изменяется только от 4- 1 до — 1). Вме-
сте с этим с течением времени увеличивается и амплитуда z, достигая
наибольших абсолютных всё возрастающих величин в моменты, когда
kt = 1,5к; 2,5тг; 3,5тс и т. д.

Увеличение Ди двух смежных наибольших амплитуд при отклонении
груза в одну сторону, например при kt± —1,5тс и kt % = 3,5я, составляет

a	h	(1 ।	3,5тс\ /-	1,5тс \"I те .	1	,

△ 2=^22 —21	= у	П +	—g-)— ИН---------у-)	= у А ~	1,57 Л.

Таким образом, при движении по волнистому профилю с критической
скоростью vKp груза, поддерживаемого пружиной, не имеющей трения,
амплитуда каждого следующего наибольшего колебания груза в одну
сторону увеличивается на

Д? = 1,57Л.
Если бы пружина обладала трением, пропорциональным перемеще-
нию, то согласно формуле (246) и фиг. 146 амплитуда двух последова-
тельных отклонений груза в одну сторону при собственных его колеба-
ниях уменьшалась бы на величину

г0— z2 = 4tfcm.

Поэтому при снабжении пружины трением, пропорциональным пере-
мещению и такой величины, чтобы

4^т>Дг = 1,57й,	(251)

не будет происходить нарастание амплитуд колебаний груза, так как
причина, вызывающая их увеличение на Ди, будет парализоваться сопро-
тивлением трения, равным 4vfcm.

Полученная зависимость и представляет условие ненарастания коле-
баний отдельного груза при резонансе.

Здесь:

ср — коэффициент относительного трения рессоры (пружины);

fcm — статический прогиб рессоры под грузом в см\
h — высота повторяющейся неровности пути в см.

18.	АМОРТИЗАТОРЫ

В тележках грузовых и пассажирских вагонов для уменьшения амплитуд
колебаний обрессоренных масс применяют особые устройства, которые назы-
ваются амортизаторами. Амортизаторы, работая одновременно с пружинами,

Фиг. 148. Фрикционный

амортизатор

Фиг. 149. Диаграмма амортизатора
с пружиной (снятая на прессе)

создают дополнительные сопротивления колебаниям обрессоренных масс.
В фрикционных амортизаторах сопротивление создаётся силами трения, воз-
никающими при скольжении трущихся частей, а в гидравлических — сопро-
тивлением жидкости, перетекающей из одной полости цилиндра в другую.

Обычно в рессорном подвешивании вагонов роль амортизаторов выполняют
листовые рессоры. Однако изготовление и ремонт рессор связаны со сложной
технологией и значительными затратами, кроме того, листовые рессоры жёстко
воспринимают усилия, величина которых меньше силы их внутреннего тре-
ния, и совершенно не могут амортизировать толчки, действующие в горизон-
тальной плоскости. Поэтому они иногда заменяются другими типами фрик-
ционных амортизаторов или же гидравлическими, пневматическими и рези-
новыми.

На фиг. 148 изображён фрикционныйамортизатор типа Майз
нер, применяемый в рессорном подвешивании тележек некоторых платформ,
эксплуатирующихся на железных дорогах СССР. Этот амортизатор, состоит
из шестигранного корпуса /, клина 2 и трёх клинообразных колодок 3, при-
жимаемых клином и пружиной 4 к внутренней поверхности корпуса. Болт 5
с гайкой соединяет все эти части в один агрегат. Этот амортизатор обычно за-
меняет одну из двухрядных пружин рессорного комплекта тележки грузового
вагона. Как показали результаты теоретических и экспериментальных иссле-
дований, проведённых на наших железных дорогах, амортизаторы типа Май-
нер имеют недостаточную мощность и не могут противодействовать нарастанию
амплитуд колебаний во время движения вагонов. Тележки грузовых вагонов
с амортизаторами типа Майнер имеют неудовлетворительные ходовые качества.
’ Диаграмма фрикционного амортизатора с цилиндрической пружиной
(фиг. 149) характерна тем, что в начале сжатия повышение нагрузки
до точки а не вызывает соответствующего прогиба амортизирующего
устройства. При разгрузке рессорного комплекта с фрикционным амор-
тизатором (отрезок вертикальной линии бв) первоначально не наблюдается
заметной деформации рессорного подвешивания. Это указывает на то, что
начало сжатия и разгрузки комплекта пружин с фрикционным амортизатором
сопровождается толчками. Более плавное амортизирование происходит при
комбинировании пружин с клиновыми амортизаторами.

Фиг. 150. Схема клинового амортизатора

Клиновые амортизаторы обычно помещаются между надрес-
сорной балкой и колонками боковины тележки. На колонках боковины укреп-
ляются наличники и между ними и надрессорной балкой, имеющей по концам
наклонные поверхности, перемещаются клинья. Давление на клин передаётся
одной или двумя боковыми пружинами рессорного комплекта тележки; такая
конструкция осуществлена в тележках системы инж. А. Г. Ханина (см.
фиг. 190 и 195). Давление на клин можно передать и самостоятельными
пружинами, опирающимися на верхнюю планку рессорного комплекта.

Произведём расчёт клинового амортизатора (для статической нагрузки).
Применительно к обозначениям, принятым на фиг. 150, составим уравнения
равновесия надрессорной балки и клина. В этих уравнениях знак плюс соот-
ветствует сжатию пружин, а знак минус — разгрузке пружин.

Проектируя на вертикальную ось все силы, действующие на надрессорную
балку, получаем

Р — 4жг— 2У (sina ± pcosa) = 0.	(252)

Условия равновесия клина выражаются следующими уравнениями:

N (sin а ± р cos а) — 2ж1г1 + Ni (sin р + р cos (3) = 0 I

N (cos а + [х sin а) — (cos (3 ± psin (3) = 0	j	'

где 4ж и 2Ж1 — соответственно жёсткости основных и клиновых пружин
в кг/см;

Р и Pi — реакция основных и клиновых пружин в кг;

Р — коэффициент трения между трущимися поверхностями;
Р = 0,25 4-0,35;

z и — соответственно прогибы основных и клиновых пружин.

Пользуясь фиг. 150, б, найдём зависимость между прогибом z основ-
ных и ?! клиновых пружин. Клин займёт положение AtCFH в том случае,
если отрезки EF и GH равны между собой, или (г—£i) tga = zxtg [3.
Решая последнее уравнение относительно zA, найдём:

_ tg« г

1	tga + tgp •

Из условия равновесия надрессорной балки определим /V:

Р — 4 жг

Р\! =---------------------

2	(sin a + a cos a)

Из условий равновесия клина найдём, что’

2 ж1 (cos Р + txsin (3) tga
(1 ф р2) sin (a + р) ’ tga + tg р

(254)

(255)

следовательно,

Р—'4 жг	_ 2aci(cosP ± (xsinр) . tga

2(sina + jicosa) (1 + ja2) sin (a-f-(3) tga + tgP

Из последнего выражения определим Р

Р~4

Ж1 (cosp ± HSinР) (sina ± [ACOSа)
(1 + |i2) sin (а + р)

tga
tg а + tg р

г. (256)

ж +

Изменяя углы наклона клиньев, можно всегда создать необходимую ве-

Фиг. 151. Диаграмма и схема
гидравлического амортизатора

личину коэффициента относительного трения в рессорном подвешивании, что
наряду с простотой конструкции относится
к положительным качествам клинового
амортизатора. К недостаткам клиновых
амортизаторов следует отнести изменение
угла наклона р от износа трущихся по-
верхностей клина и направляющих боко-
вин тележки, а следовательно, и изме-
нение величины относительного трения,
наличие наибольшего значения относитель-

ного трения не при среднем положении
обрессоренных частей, а при их край-

них положениях.

Гидравлические амортизаторы. Теоретическая диаграм-
ма пружины, снабжённой гидравлическим амортизатором, изображена на
фиг. 151, а. Эта диаграмма не имеет прямолинейных вертикальных участков,
соответствующих крайним точкам перемены направления колебаний, так как
в этих мёртвых положениях скорости колебаний равны нулю и сопротивления

амортизаторов также равны нулю; при среднем положении груза появляется
наибольшая амортизирующая сила в соответствии с максимальной скоростью
колебания.

Поэтому пружина, снабжённая гидравлическим амортизатором, эластично
смягчает передаваемые кузову толчки, возникающие во время прохода стыков
и выбоин.

Гидравлические амортизаторы устанавливаются в надбуксовом или в цент-
ральном рессорном подвешивании. Они имеют амортизирующую силу, пропор-
циональную первой или второй степени скорости хода поршня.

Гидравлический амортизатор с амортизирующей силой, пропорциональ-
ной первой степени скорости поршня, устанавливаемый в центральном рессор-
ном подвешивании (фиг. 151, б), состоит из цилиндра / и поршня 2 со штоком 3.
В поршне имеются два отверстия, закрытых клапанами 4. Клапаны прижимают-
ся к своим сёдлам пружинами 5. Цилиндр заполняется незамерзающей жид-
костью. На верхней крышке цилиндра имеется кольцо 6, которое соединяется
с надрессорной балкой. Ушко 7, укреплённое на конце штока, соединяется
с подрессорной балкой. Во время колебаний надрессорная балка перемещается
относительно подрессорной и тем самым заставляет поршень двигаться в ци-
линдре. При этом жидкость с напором проходит через соответствующие кла-
паны, вследствие чего возникают силы сопротивления, амортизирующие ко-
лебания.

В бесчелюстных тележках целесообразно устанавливать гидравлические
амортизаторы внутри пружин надбуксового рессорного подвешивания. В этом
случае поршень амортизатора соединяется с боковиной тележки, а цилиндр —
с кронштейном корпуса буксы.

В амортизаторах пружины клапанов поставлены без начального натяжения, по-
этому перемещение клапанов пропорционально давлению, производимому на них
жидкостью.

Обозначим:

F— площадь сечения поршня 2;
s—площадь открытия клапана 4',
h—давление жидкости в цилиндре в данный момент;
г — перемещение поршня;

р. — коэффициент расхода.

В одну секунду поршень 2 вытесняет объём жидкости, равный Fz'.

При этом жидкость проходит через плошадь сечения со скоростью v, равной

V = -/ 2gh.

Следовательно, можно написать следующее уравнение:

Fz’ = s р. yf2gh.	(257)

Амортизирующую силу Fh примем пропорциональной л-й степени скорости
поршня

Fh = Д4 (z')n,

где М — некоторый постоянный коэффициент.

Извлечём корень л-й степени из обеих частей последнего уравнения

£ 1_

(Fh)n = Mnz'.	(258)

Умножим обе части уравнения (257) на соответствующие части уравнения (258):

£	L 1

(Fh)nFz' = sp(2gft)2 Mnz'.

Из полученного выражения найдём:
п4 1 £
F п hn

li (2g)2 Mnh2

П + 1	£	£

Обозначив выражение F п : (2g)2 Мп через С, где С — постоянная, вполне
определённая в каждом амортизаторе величина, получаем

£ _£

s = Chn 2.

Из последней формулы следует, что площадь s открытия клапана зависит от л-й
степени скорости хода поршня амортизатора.

Если л = 2, то s=C, или площадь открытия клапана — величина постоянная.
Следовательно, в этом случае можно вместо клапана сконструировать отверстие с по-
стоянным сечением, что и осуществляется в амортизаторах с амортизирующей силой,
пропорциональной второй степени скорости поршня.

Когда л= 1, то амортизация происходит пропорционально первой степени ско-
рости, так как

s = Ch 2 = С Vh.	(259)

Если предположить, что давление возрастает в пропорции: 1; 4; 9; 25 и т. д.,
то площадь открытия клапана будет пропорциональна данным числам, т. е. по урав-
нению (259) найдём:

s = (l, 2, 3, 4, ...)С.
Следовательно, при изготовлении гидравлического амортизатора первое отверстие
в клапане целесообразно расположить так, чтобы оно было открытым, когда клапан
переместится на 1 мм, а второе отверстие такого же диаметра при перемещении кла-
пана на 4 мм (после такого хода действуют совместно два отверстия). Через третье
отверстие жидкость начинает протекать при перемещении клапана на 9 мм и т. д.

Общий размер площади отверстий выбирается в зависимости от выбранного мак-
симального амортизирующего усилия.

Чтобы амортизирующее усилие не превосходило выбранных пределов, целесооб-
разно просверлить в клапане дополнительное большое отверстие, открывающееся в то?
момент, когда давление h принимает наибольшую допускаемую величину.

Можно опытным путём так разместить отверстия в клапанах, что амортизатор
получается желаемой чувствительности и мощности.

На основании исследований гидравлических амортизаторов для тележечных ваго-
нов можно рекомендовать максимальное усилие, передаваемое от амортизатора
на пружины, следующей величины: с подвешиванием, состоящим из одних пружин,
15—16%, с надбуксовыми листовыми рессорами и пружинным центральным
подвешиванием 10% от обрессоренного веса. Давление жидкости в цилиндре амортиза-
тора нецелесообразно иметь Свыше 20 кг/см2. Динамические прогибы рессорногс
подвешивания обычно достигают 15 — 45 мм. Однако для ограждения штока от изло-
мов ход поршня амортизатора следует выбирать равным 95— 125 мм.

Закрепление концов амортизатора в полке надрессорной балки и рамы тележки
следует осуществлять при помощи резиновых прокладок и колец или шаровых втулок.

Резиновые амортизаторы. Резиновые амортизаторы служат
для уменьшения звукопроводности и гашения колебаний с высокой частотой
и сравнительно малыми амплитудами.

При сравнительно медленном сжатии и отпуске резина почти не обладает
внутренним трением; по мере же увеличения скорости колебаний в ней уже раз-
виваются силы внутреннего трения. Следовательно, резиновый амортизатор
имеет характеристику, подобную гидравлическому амортизатору. В связи с
этим резиновые прокладки получают широкое применение в современных ва-
гонах (см. § 12 главы X).
ГЛАВА VIII

РЕССОРНОЕ ПОДВЕШИВАНИЕ НЕТЕЛЕЖЕЧНЫХ ВАГОНОВ
И СВОБОДНО УСТАНАВЛИВАЮЩИЕСЯ ОСИ

1.	РЕССОРНОЕ ПОДВЕШИВАНИЕ ДВУХ- И ТРЁХОСНЫХ ВАГОНОВ

Одинарное, или простое, подвешивание нетележеч-
ных вагонов осуществляется исключительно при помощи листовых рессор,
которые вследствие изменения своей длины под грузом соединяются с рамой
вагона шарнирно.

На фиг. 152 показана конструкция рессорного подвешивания, применяе-
мая у двухосного грузового вагона грузоподъёмностью 20 т. Рессора соеди-
няется своими ушками с рессорными кронштейнами при помощи валиков и
плоских толстых пластинок, называемых серьгами, показанных на фигуре
отдельно. Валики крепятся посредством разводных чек с шайбами.

ИЮ

Фиг. 152. Одинарное, или простое, рессорное подрешивание двухосного^вагона

Рессорные кронштейны у грузовых вагонов грузоподъёмностью 20 т
изготовляются стальными литыми или сварными. У двухосных крытых ваго-
нов и платформ прежних построек рессорные кронштейны изготовлялись
стальными коваными.

Рессора при колебаниях кузова изменяет свою длину и передвигается
вдоль вагона вместе с буксой на величину продольных буксовых зазоров.
Поэтому рессорный кронштейн устанавливается от ушка рессоры на доста-
точнОхМ расстоянии во избежание упора последнего в кронштейн при крайних
положениях рессоры. Это приводит к необходимости располагать серьги на-
клонно. Наклонное расположение увеличивает силы, действующие по серьге
на валики, на 6—10% по сравнению с вертикальными серьгами.

У двух- и трёхосных пассажирских вагонов одинарного подвешивания
(фиг. 153) для регулирования высоты рамы над рельсами при осадке рессор
применяются натяжные болты. Рессорный кронштейн 1 выполняется высо-
ким и внизу имеет ушко, расположенное наклонно, через которое про-
девается рессорный натяжной болт 2 с вилообразной головкой. Через эту
головку и ушки рессор проходят болты 3, удерживающие рессорные серьги 4.
Для обеспечения не только продольных, но и поперечных перемещений рессор
рессорные серьги выполняются в виде продолговатых колец из круглой стали.
Чтобы серьги не перетирали при этом болтов, на последние надеваются сталь-
ные ролики 5.

Двойное рессорное подвешивание состоит из листовой
рессоры и пружин, расположенных наклонно (фиг. 154) или вертикально (по
способу преф. Е. Е. Нольтейна, фиг. 155).

При наклонном расположении пружин (обычно под углом 35° к вертикали)
они опираются вверху на специальный поддон, приложенный к рессорному
кронштейну, а внизу на широкую шайбу, удерживаемую гайкой рессорного
болта. При проходе болта через ушко кронштейна он пропускается через брон-
зовую шарообразную втулку, позволяющую ей и болту несколько поворачи-
ваться в разные стороны внутри такого же шарообразного углубления в рес-
сорном кронштейне. В этой конструкции болты и втулки значительно исти-
раются и нарушается плавность хода вагона.

Конструкция Нольтейна с вертикально расположенными пружинами
(фиг. 155) обеспечивает более спокойный ход вследствие отсутствия трения рес-
сорного болта о втулку кронштейна.
Кронштейн 2 имеет внизу горизонтальный поддон, в который упирается
пружина. Отверстие в поддоне, через которое проходит рессорный болт, сде-
лано значительных размеров для устранения трения болта. Рессорные серьги 3

Фиг. 154. Двойное рессорное подвешивание двухосного пассажирского

вагона с наклонными пружинами

сделаны в виде овальных колец и имеют наклонное положение. Чтобы верхний
конец рессорного болта не оттягивался серьгами к колесу, что повлекло бы
перекос и изгиб болта, а также трение его о поддон кронштейна, имеются до-
бавочные оттяжки 4, соединённые шарнирно с дополнительными кронштей-

Фиг. 155. Двойное
рессорное подвеши-
вание двухосного|пас-
сажирского вагона
системы проф.^Ноль-
тейна"

нами 5, прикреплёнными к раме вагона. В поперечном направлении рессорные
болты удерживаются поперечными оттяжками 6, соединёнными шарнирно со
своим кронштейном 7.

Продольные и поперечные оттяжки для регулировки их длины состав-
ляются из двух частей с правой и левой резьбой на концах, соединённых муф-
тами.

Двойные и тройные рессоры. У рессор с большим числом
листов (свыше 12—13) получается значительное внутреннее трение, которое
ухудшает способность рессоры смягчать толчки, в особенности на стыковых
впадинах. Поэтому если по расчёту получается в рессоре большое количество
листов, то для уменьшения внутреннего трения её разделяют на две или реже
три одинаковые части, работающие параллельно.

Такие рессоры называются двойными или тройными гори-
зонтальными (двухрядными или трёхрядными) и применяются в неко-

торых двухосных пассажирских ва-
гонах (фиг. 156).

В некоторых пассажирских ваго-
нах прежних построек двойные или

Фиг. 156. Трёхрядная листовая	Фиг. 157. Трёхъярусная листовая

рессора	рессора

тройные рессоры расположены не горизонтально, а вертикально,—это так назы-
ваемые двухъярусные или трёхъярусные рессоры (фиг. 157). Однако такая
конструкция оказалась малоудобной, так как все рессоры во избежание их
сдвига должны быть соединены общим хомутом в единый комплект, что де-
лает его очень тяжёлым. Кроме того, такие рессоры часто обнаруживают
ослабление их соединения с серьгами.

2.	ЖЁСТКИЕ И СВОБОДНО УСТАНАВЛИВАЮЩИЕСЯ ОСИ

Вагоны, у которых зазоры между буксой и буксовой лапе й не превышают
1—2 мм (у новых), называются вагонами с жёсткой установкой осей, или,
кратко, с жёсткими осями.

Поворотными, или радиально устанавливающимися, называются
вагонные оси, которые имеют продольные, поперечные, а следовательно,
я угловые перемещения относительно рамы. Поворотные оси получили широкое

Фиг. 158. Связанные поворотные оси

применение в двух- и трёхосных пассажирских вагонах; они применялись
также и в четырёхосных нетележечных пассажирских и грузовых вагонах
старой постройки.

Поворотные оси впервые появились на железных дорогах в 1873 г.,
а с 1889 г. они стали применяться и в вагонах, курсирующих с больши-
ми скоростями.

Различают два типа поворотных осей: связанные, или соединённые,
поворотные оси, и свободно устанавливающиеся. У вагонов
со связанными поворотными осями изменение положения одной из них вызывает
соответствующее перемещение другой. Связанные поворотные оси (фиг. 158)
имеют четырёхосные бестележечные грузовые и пассажирские вагоны, пост-
роенные в начале текущего столетия на б. Московско-Казанской ж. д. по
проекту Е. Е. Нольтейна. Широкого распространения связанные поворотные

оси не получили.

У вагонов со свободно устанавливающимися осями каждая ось может
поворачиваться относительно рамы вагона независимо одна от другой (фиг. 159).
Между буксами и буксовыми лапами у этих осей имеются достаточной вели-
чины продольные fl] и поперечные bY зазоры. Подвижность буксы и рессоры
относительно рамы вагона обеспечивается соединением рессоры и рамы при

помощи рессорных подвесок.

Согласно § 258 ПТЭ расстояние между центрами крайних осей колёсных
пар вагонов, не имеющих тележек, не должно быть менее 3 800 мм. Вагоны

с малой базой склонны к сильному
вилянию и сходу с рельсов.

Для грузовых вагонов с базой
более 4,5 м следует применять
свободно устанавливающиеся оси
(см.фиг. 159). Тщательными опыта-
ми было установлено, что при на-
личии достаточных зазоров между
буксами и их направляющими зад-
няя свободно устанавливающаяся
ось во всех кривых располагается
почти радиально, а передняя ось
в кривых радиусом до 300 м также
приближается к радиальному поло-
жению, вследствие чего сопроти-
вление вагонов со свободно уста-
навливающимися осями на кривых
участках пути меньше, чем у ва-
гонов с жёсткими осями. Замена
жёстких осей свободно устана-
вливающимися уменьшает сопро-
тивление вагонов движению в
среднем на 6—7%.

Наибольшая база вагонов со
свободно устанавливающимися ося-
ми принимается 9 —10 м (для
кривых с радиусом, равным 180—
210 м*).

Ц /
ч '
V
iff

Ф.иг. 159. Схема прохождения кривой двух-
осным экипажем со свободно устанавливаю-
щимися осями

Величина перемещения осей зависит от радиуса кривой и базы вагона
и возрастает с уменьшением радиуса и увеличением базы.

У трёхосных вагонов крайние колёсные пары находятся в таких же усло-
виях, как и у двухосных. Между заплечиками букс и буксовыми лапами сред-
ней колёсной пары необходимо иметь надлежащие зазоры поперёк вагона.

Продольные и поперечные зазоры между буксами и буксовыми лапами
свободно устанавливающихся осей выбираются по расчёту и опыту. Роль бук-
совых направляющих сводится к ограничению перемещения колёсных пар
и воспринятию боковых ударов от букс в случае большого отклонения осей.

Свободно устанавливающаяся ось приводится в нормальное положение
возвращающим устройством. Возвращающим устройством для
свободно устанавливающейся оси служит листовая рессора с подвесками.
Рессорное подвешивание допускает перемещение колёсной пары и возвращает
её в первоначальное положение, как только устраняется причина, вызвав-

шая отклонение оси.

Рессорное подвешивание должно оказывать некоторое сопротивление пе-
ремещениям колёсной пары. В противном случае под действием даже неболь-
ших усилий колёсная пара имела бы беспрерывное возвратно-поступательное

• На стрелочных кривых радиусы достигают иногда и 158 м.

13 Вагоны
движение, что вызывало неспокойный ход вагона. Сила, заставляющая колёс-
ную пару устанавливаться в нормальное положение, называется возвраща-
ющим усилием. Возвращающее усилие создаётся изменением наклона
подвесок, соединяющих рессоры с рамой вагона.

Когда вагон со свободно устанавливающимися осями движется по прямой,
то колёсная пара занимает своё среднее положение (фиг. 160, а) и рессорные
подвески обеих сторон имеют одинаковый угол наклона а; поэтому горизон-
тальные силы //, действующие на ушки рессор, одинаковы по величине, но
направлены в разные стороны. Следовательно, рессора подвергается в этот
момент растягивающим усилиям, но сил, стремящихся вывести её из нормаль-
ного положения, не существует. В кривых свободно устанавливающиеся оси,

Фиг. 160. Расположение свободно устанавливающейся оси:
а—на прямой; б—в кривой

стремясь занять радиальное положение, перемещают буксы и рессоры вдоль
вагона на величину а, например, в направлении, указанном стрелкой, и из-
меняют наклон рессорных подвесок (фиг. 160, б).

С изменением углов наклона подвесок изменяются и горизонтальные
силы, действующие на колёсную пару. На левом конце возникает сила
Р	Р

/71=2-tga1, на правом — /72 = -2"tga2. Таким образом, в рессорном под-
вешивании появляется возвращающее усилие

#/• = #« —#1= у (tga2 — tg<Xi),

вследствие чего рессора и букса стремятся возвратиться в своё среднее
положение. Однако этому препятствует наличие между колесом и рельсом
силы трения Fmp, обеспечивающей в кривой радиальную установку сво-
бодно устанавливающейся оси, имеющей колёса с коническими поверхно-
стями катания.

Когда вагон переходит с кривого участка пути в прямой, возвра-
щающая сила, постепенно убывая, содействует возвращению колёсной
пары в её среднее положение. На величину возвращающей силы Нг влияет
также длина рессорных подвесок. С уменьшением их длины величина Нг
возрастает (при одинаковом перемещении а).

Возвращающее усилие не должно быть слишком большим, чтобы
колёсная пара, проходя через кривые, могла принять положение, близкое
к радиальному. Оно не должно быть больше силы трения Fmp между
колесом и рельсом. Если же возвращающее усилие выбрано слишком
малым, то колёсная пара будет иметь неустойчивое положение.

Определим величину возвращающей силы Нг, допускающую переме-
щение буксы в пределах продольного зазора а (фиг. 161).
Когда колёсная пара поворачивается относительно рамы вагона,
а буксы перемещаются на величину а, ось находится под действием
пары сил 2НГЬ2, стремящейся возвратить её в положение, перпендику-
лярное раме вагона. Эта пара сил уравновешивается парой Fmps сил тре-
ния скольжения колёс по рельсам.

Поэтому

2Н ГЬ2 = F тр S,
откуда

Нг<^р.

Обозначим через:

Рг— давление от колеса на рельс;

Р — давление рессоры на буксу;

q — вес колёсной пары с двумя буксами;

у.— коэффициент трения скольжения колеса по рельсу.

Тогда

Фиг. 161. Расчётная схема
для определения возвраща-
ющей силы Нг свободно
устанавливающейся оси

Фиг. 162. Перекашивание рессор в горизон-
тальной плоскости у свободно устанавливающихся
осей

В последней формуле 262 = 2 114 мм — расстояние между серединами
рессор, равное расстоянию между серединами шеек оси (для колёсных
пар с осями I и II типов); s—расстояние между серединами рельсов,
равное 1 580 мм.

При у. = 0,2 получаем

(Р+ ~2 ) °’2 = °’15 (р + 1) •	(261)

Следовательно, во избежание скольжения поворотных осей возвращающее
усилие для них не должно превышать одной шестой статической нагрузки от
колеса на рельс. Угол наклона а рессорной подвески принимается равным
30—60°, но большей частью он выбирается не более 30—45°.

Так как у вагонов со свободно устанавливающимися осями от буксы к рес-
соре передаются значительные горизонтальные усилия в виде возвращающих
сил и тормозных усилий, рекомендуется хомуты рессор надёжно соединять
с буксами.

Перекос свободно устанавливающихся осей относительно рамы вагона
влечёт за собой перекашивание рессор и букс (фиг. 16 2), вследствие чего
рессоры должны иметь подвижность и в поперечном направл ении вагона. Это до-
стигается тем, что рессорные подвески изготовляются не пло скими, а в виде про-
долговатых колец из круглой стали, свободно отклоняющихся поперёк вагона.
Перекос букс относительно буксовой лапы требует также наличия зазоров
поперёк вагона между заплечиками букс и буксовыми лапами (см. фиг. 159).
3.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЗАЗОРОВ МЕЖДУ БУКСАМИ И ЛАПАМИ

Величина зазоров между буксами и лапами определяется на основании
следующих соображений. Между буксой и буксовой лапой с каждой стороны
необходимы такие продольные зазоры, которые обеспечивали бы радиальную

установку передней оси в самые невыгодные моменты, т. е. когда задняя ко-
лёсная пара приближается гребнем колеса к внутреннему рельсу. Для опре-
деления продольных зазоров а, необходимых для букс крайних осей, пред-
ставим себе вагон с параллельными неповорачивающимися осями (фиг. 163),
занимающими на кривой такое положение, при котором середины осей (точки Л,
В и С) остаются на средней линии кривой соответственно симметричными рас-
положению колёсных пар между рельсами, а зазоры у крайних колёс между
гребнем и головкой рельса равны е : 2, где е — полное поперечное перемеще-
ние колёсной пары между рельсами.

Для перехода в радиальное по-
ложение передняя ось должна по-
вернуться на незначительный угол,
равный центральному углу а, кото-
рый определяется по формуле

Фиг. 163. Расчётная схема для определе-
ния продольных зазоров между буксами
и буксовыми лапами

г.. /,
^Sin^a^sa^-g.
г*

Приближение гребня заднего
колеса к внутреннему, а гребня
переднего — к внешнему рельсу
вызовет поворот продольной оси
вагона на незначительный угол 0,
определяемый из выражения

р

Чтобы в этом невыгодном по-
ложении передняя ось могла устано-
виться радиально, необходимо создать ей возможность отклоняться от

положения, нормального к продольной оси вагона, на угол

е

а + ^ + 2Т-

Если расстояние от середины оси А до плоскости пп буксовых лап
равно (фиг. 164,6), то полный продольный зазор а между буксой и
буксовой лапой для радиальной установки оси должен равняться '

а —

У нетележечных вагонов

/с

— — 1000 мм, поэтому

1000	+	+(2 4-3) мм,

\ А	/

‘(262)

где а — продольный зазор между буксой и буксовой лапой с каждой
стороны в мм\

21х — база вагона в м;

R—радиус кривой в м;
е — полное поперечное перемещение колёсной пары между рель-
сами с учётом уширения пути и истирания гребней в мм;
(2 4- 3) мм — добавочная величина на неточность размеров.

Принимая минимальный радиус /? = 200 м и пренебрегая малой ве-
с
личиной в формуле (262), получим

<7= 1 000^ = 2,5.2/!.	(263)

Наибольшая база 2/п при которой допускается применение поворот-
ных осей, как было установлено выше, равна 10 м (для /? = 210 м),
наибольшая величина продольного зазора с каждой стороны буксы до-
пускается не свыше 35 мм.

Фиг. 164. К определению зазоров межДУ буксами и буксовыми лапами

Средняя ось для занятия радиального положения тоже должна иметь
подвижность, но значительно меньшую. Для неё достаточен зазор

к. в

«2 =	• 97- + (2 4- 3) мм.	(264)

л 1	1

Поперечные зазоры у букс крайних осей должны быть такой величи-
ны, чтобы края заплечиков букс не соприкасались с продольными плос-
костями буксовых лап в случае поворота осей на максимальный угол
а -|- 0.

При базе вагона 2/х = 10 м и кривой с /? = 210 м поперечные за-
зоры у букс крайних осей достаточно иметь равными 5 — 6 мм.

Пользуясь фиг. 163, найдём необходимое перемещение Ью средней
оси из соотношения

(27? — Ь\с) b\c-

чим

Отсюда, пренебрегая малой величиной Ь\с по сравнению с 2R, полу-

ft

/1
2R

, где /х — половина базы экипажа.
Если /х и принимать в метрах, то величина Ь\с также получится
в метрах. Для перевода Ь\с в мм умножаем Ь\с на 1000, после чего
получаем

/2 /2

^= 1000^ = 5004^.	(265)

Поперечные зазоры между буксой и буксовой лапой у средней оси обычно
делают меньше вычисленного разбега на величину поперечных зазоров у букс
крайних осей, имея в виду, что рама вагона может переместиться к наруж-
ному рельсу на величину этих последних зазоров.

Значительное поперечное перемещение букс и надбуксовых рессор сред-
ней оси требует достаточной их подвижности поперёк вагона. Для этого у рес-
сор средней оси обычно имеются более длинные рессорные подвески, состоя-
щие из продолговатых колец, соединённых с рессорами при помощи скоб,
а хомуты рессор свинчиваются с буксами болтами (см. фиг. 153).

Буксы свободно устанавливающихся осей часто не имеют пазов для буксо-
вых лап, а снабжены только одними наружными заплечиками (см. фиг. 164,о).
Ширина заплечика принимается на 5 мм больше полного зазора между буксой
и буксовой лапой, т. е.

I = 2а + 5 мм.
ГЛАВА IX

ТЕЛЕЖКИ ВАГОНОВ

1.	ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ И КЛАССИФИКАЦИЯ ТЕЛЕЖЕК

Свободно устанавливающиеся оси применяются только в сравнительно
коротких двухосных и трёхосных вагонах с базой, не превышающей 9 — 10 м.
В тех же случаях, когда тяжёлые или длинные вагоны требуют свыше трёх
колёсных пар, последние размещаются в тележках, располагаемых по концам
вагона. Рама вагона так соединяется с тележками, что их можно без затруд-
нений выкатить из-под кузова вагона для ремонта.

При проходе тележечного вагона через неровности пути высотой h точка
опоры кузова получает вертикальное перемещение h : 2, т. е. в два раза мень-
шее, чем подобная точка у нетележечного вагона1; это благоприятно отражается
на плавности хода тележечного вагона. Но главное преимущество тележек
заключается в том, что в них имеется широкая возможность установить по-
следовательно соединённые системы пружин и рессор, каждая из которых обла-
дает своими особыми свойствами для смягчения вертикальных и горизонталь-
ных ударов. Тележки могут свободно поворачиваться в требуемых пределах
относительно рамы вагона во время прохождения кривых участков пути.

Обычно вагонные тележки имеют короткую базу. Короткая база тележек
обеспечивает свободное прохождение тележечных вагонов по кривым малого
радиуса, что значительно снижает сопротивление движению. Наиболее рас-
пространёнными конструкциями тележечных вагонов являются вагоны с двумя
тележками, расположенными по концам кузова на равном расстоянии от
середины рамы.

В сочленённых вагонах под противоположные концы кузова ставят обыч-
но двухосные тележки, а смежные концы обоих кузовов опираются на одну
такую же тележку, вследствие чего на каждый вагон приходится по три колёс-
ные пары. Такая конструкция целесообразна для вагонов небольшого веса,
у которых при двух тележках нельзя достаточно полно использовать допускае-
мых нагрузки на ось.

Вагонные тележки различаются по числу осей, устройству рессорного
подвешивания, способу передачи нагрузки от кузова вагона на раму тележки,
способу подвешивания рамы тележки к колёсным парам, конструкции рамы
тележки.

По числу осей тележки бывают двух-, трёх- и многоосные. Число
осей у тележки определяется условиями прочности пути и мостов. Исходя из
принятых на железных дорогах СССР допускаемых нагрузок от оси на рельсы,
наибольший вес брутто четырёхосного вагона составляет: 82 т грузового
и 72 т пассажирского. Для вагонов большего веса необходимо увеличивать
число колёсных пар, т. е. устанавливать трёхосные и многоосные тележки.
В настоящее время трёхосные тележки имеются у некоторых тяжёлых грузо-
вых и пассажирских служебных вагонов. Многоосные тележки применяются
в транспортёрах большой грузоподъёмности.

1 Действие рессорного подвешивания гри этом не учитывается.
По устройству рессорного подвешивания все
существующие тележки можно свести к следующим основным типам:

1)	тележки с одинарным рессорным подвешиванием, т. е. с одной системой
рессор, передающих колёсным парам полезную нагрузку, а также вес кузова
и рамы. Эти тележки применяются почти исключительно в грузовых вагонах;
для пассажирских они мало пригодны вследствие недостаточной плавности
хода;

2)	тележки двойного рессорного подвешивания, т. е. с двумя системами
рессор, последовательно передающих колёсным парам полезную нагрузку,
а также вес кузова и рамы. Такие тележки вследствие простоты конструкции
и довольно спокойного хода имеют преобладающее распространение в пас-
сажирских вагонах;

3)	тележки с тройным рессорным подвешиванием, т. е. с тремя последо-
вательно расположенными системами рессор;

4)	тележки с четверным рессорным подвешиванием или четырьмя последо-
вательно расположенными системами рессор.

При выборе типа рессорного подвешивания необходимо учитывать, что
на качество хода вагона оказывает влияние не само по себе количество после-
довательно установленных рессор или пружин, а суммарный статический про-

гиб их и распределение
его между надбуксовыми
и люлечными (централь-
ными) рессорами и пру-
жинами. Значительное
влияние на плавность
хода вагона оказывает
также величина коэффи-
циента относительного
трения рессорного под-
вешивания, вес необрес-

Фиг. 165. Способы передачи нагрузки от кузова на соренных частей теле-

раму тележки

жек и состояние ходо-
вых частей.

По способу передачи нагрузки от кузова на
раму тележки различают:

1)	тележки без центрального рессорного подвешивания. В этом случае
кузов опирается на среднюю поперечную балку рамы тележки, жёстко связан-
ную с её продольными (боковыми) балками (фиг. 165, а);

2)	тележки безлюлечные, с центральным подвешиванием, когда кузов
опирается на балку, свободно опёртую своими концами на рессоры, располо-
женные на продольных балках рамы (фиг. 165, б);

3)	тележки с продольными рессорами центрального подвешивания.
В этом случае нагрузка передаётся на надрессорную балку, опирающуюся
на продольные рессоры, шарнирно подвешенные к боковым балкам рамы
(фиг. 165, в);

4)	тележки с люлькой, если кузов опирается на надрессорную балку люль-
ки (фиг. 165, г).

По способу подвешивания рамы тележки к ко-
лёсным парам тележки бывают следующих разновидностей:

1)	тележки с необрессоренной рамой, опирающейся непосредственно
на колёсные пары (фиг. 165, б и в)\

2)	тележки, у которых рама опирается на буксы через последовательно
или параллельно установленные листовые рессоры и пружины (фиг. 166, а);

3)	тележки с продольными одинарными балансирами, когда рама опирается
на пружины, установленные на балках, опирающихся на буксы (фиг. 166 б);

4)	тележки, у которых рама подвешена на пружинах, расположен-
ных по концам равноплечих балок (балансиров), опирающихся на буксы
(фиг. 166, в);
5)	безбалансирные тележки, у которых рама опирается на пружины,
поставленные непосредственно на верхние стенки корпусов букс (фиг. 166, г);

6)	тележки, у которых рама опирается на пружины, поставленные на
особые кронштейны, отлитые заодно с корпусами букс,—бесчелюстные тележки
(фиг. 166, д).

В зависимости от конструкции рамы тележки бывают:

1)	с деревянно-металлическими рамами;

2)	с металлическими рамами.

Фиг. 166. Способы подвешивания рамы тележки к колёсным парам

Обычно тележка состоит из следующих основных ч а с|т е й (фиг. 167):
рамы, колёсных пар 1 с буксами 2, рессор 3, пружин 4, возвращающих уст-
ройств 5, подрессорной балки 6 и надрессорной балки 7 с пятником 8 и сколь-
зунами 9.

Рама тележки состоит из двух боковин (боковых балок) 10, имеющих
буксовые направляющие 11, средних поперечных балок 12, к которым под-
вешиваются возвращающие устройства 5, и двух концевых поперечных ба-
лок 13 для подвешивания к ним деталей тормоза (в некоторых тележках
новой постройки концевые балки отсутствуют). Средние поперечные и конце-
вые балки обеспечивают геометрическую неизменяемость рамы. В тележке
старых типов с малой жёсткостью узлов рамы для тех же целей имеются
диагональные раскосы 14. Недостаточно жёсткие рамы могут перекашиваться,
вследствие чего нарушается плавность хода вагона и быстро изнашиваются
буксовые направляющие, корпусы букс, гребни колёс, шейки осей и под-
шипники.

Фиг. 168. Люлечное подвешивание тележки

Рамы тележек прежних лет постройки имеют деревянно-металлические
(смешанные) балки. В деревянно-металлических рамах боковины изготовлены
из дубовых брусьев, армированных полосами листовой стали. Такая ком-

Фиг. 169. Боковые скользуны:

7—плоский скользун; б—роликовый скользун

бинированная конструкция способствует поглощению шума от ударов колёс
о рельсы. Недостаток её заключается в том, что соединения балок рамы
выполняются на болтах, которые с течением времени ослабевают, что ведёт
к расстройству соединений рамы и образованию трещин в деревянных частях.
В последние годы рамы тележек строятся только с металлическими балками.
Металлические рамы изготовляются из балок прокатных профильных,
штампованных и литых. В тележках особенно пассажирских вагонов целесо-
образны рамы с балками коробчатого закрытого сечения. Такие балки имеют
наименьший вес и в условиях пространственной нагрузки лучше сопротивля-
ются изгибу и кручению.

Цельнолитые рамы пассажирских тележек требуют в эксплуатации незна-
чительного ремонта, но обладают большим весом и поэтому не получили рас-
пространения на железных дорогах.

В тележках пассажирских и некоторых грузовых вагонов для снижения
веса необрессоренных частей и повышения плавности хода между буксами и ра-
мой тележки располагают одинарную или двойную систему надбуксового рес-
сорного подвешивания.

Наличие буксовых направляющих допускает вертикальное перемещение
рамы тележки относительно корпуса буксы и колёсной пары. Это перемещение
происходит в связи с прогибом рессор под действием нагрузки.

Фиг. 170. Пятники:
а—плоский; б—сферический

Для обеспечения плавности хода, кроме надбуксовых пружин или рессор,
следует в тележке иметь дополнительное центральное (в частности люлечное)
рессорное подвешивание (фиг. 168). Такое подвешивание передаёт нагрузку
от кузова вагона через пятник, подпятник, надрессорную балку, рессоры,
подрессорную балку и другие детали люльки на раму тележки.

Продольные (вдоль продольной оси вагона) перемещения надрессорной
балки относительно рамы тележки ограничиваются направляющими /, укреп-
лёнными на поперечных балках 2 рамы (см. фиг. 168). Поперечные перемещения
надрессорной балки ограничиваются возвращающими устройствами различных
типов (наклонные плоскости, люльки и др.). Величина поперечного перемеще-
ния надрессорной балки колеблется в пределах от 10 до 30 мм в зависимости
от типа возвращающих устройств. Имеются тележки и без возвращающих
устройств.

Помимо центральной опоры (пятника 4 с подпятником 3), на надрессорной
балке устанавливают ещё две боковые опоры (скользуны). На скользуны
тележки (фиг. 169) скользунами рамы обычно передаётся часть полезной на-
грузки и веса кузова с рамой вагона (до 30 — 40%) только при наклоне кузова
под действием горизонтальных поперечных сил. Следовательно, вертикальная
нагрузка иногда передаётся на пятник и один из скользунов тележки, а все
горизонтальные силы воспринимает только средняя опора (пятник с подпят-
ником). Она выполняется в виде плоского или сферического пятника и соот-
ветствующей формы подпятника (фиг. 170). Через центр пятника и подпятника
проходит штырь — шкворень 6 (см. фиг. 168), который предохраняет кузов от
сбрасывания с тележки в случае аварийных толчков. Конструкция пятников
и скользунов должна предусматривать возможность их смазывания и со-

хранения смазки на трущихся поверхностях.

При наличии на тележке сферического подпятника рекомендуется приме-
нять упругие (фиг. 171) или роликовые (фиг. 169, б) скользуны. Передача

Фиг. 171. Упругий скользун

части нагрузки (обычно не более
40%) от подпятника на боковые
упругие скользуны значительно сни-
жает виляние тележек, но в резуль-
тате этого увеличивается износ колёс.

На безопасность движения ва-
гона оказывает большое влияние
величина зазоров между скользунами
рамы вагона и тележки. Большое
количество случаев схода тележек с
рельсов происходит из-за недостаточ-
ных или чрезмерных зазоров между
скользунами. Не допускается суммар-
ный зазор между скользунами с обеих

сторон тележки более 6 мм или
менее 2 мм у пассажирских вагонов и более 20 мм или менее 2 мм у грузо-
вых вагонов (§ 273 ПТЭ).

Для обеспечения свободного поворота тележек под вагонами с большой
нагрузкой согласно ГОСТ 3616-47 следует выбирать внешний диаметр рабочей
поверхности пятника равным 300 мм (фиг. 170, а).

2.	ВОЗВРАЩАЮЩИЕ УСТРОЙСТВА В ТЕЛЕЖКАХ

Вагонные тележки не только упруго воспринимают вертикальные нагруз-
ки, но и создают некоторую эластичность в боковом направлении, что до-
стигается применением специальных возвращающих устройств. При отклоне-
нии кузова отего среднего положения такое устройство создаёт возвращающую
силу, препятствующую этим отклонениям. Возвращающие устройства раз-
личаются по принципу своего действия и конструктивному выполнению.

Возвращающие устройства в тележках применяются двух типов. К пер-
вому типу относятся устройства, в которых возвращающая сила создаётся за
счёт использования веса кузова, передаваемого на тележку. К таким конструк-
циям принадлежат наклонные плоскости и ролики между ними (фиг. 172),,
а также люлечное подвешивание.

Во втором типе возвращающая сила получается за счёт использования
поперечной упругости пружин, что осуществлено в тележках грузовых ваго-
нов и безлюлечных тележках системы Ханина пассажирских вагонов.

Когда тележка с возвращающим устройством из комбинации наклонных
плоскостей и цилиндрических роликов (катков) отклоняется в сторону от
среднего своего положения на некоторую величину, каждый каток соприка-
сается с наклонными плоскостями в двух точках — вверху и внизу, не лежа-
щих на одной вертикали. Возвращающая сила Н (без учёта сил трения), соз-
даваемая в этом случае каждым катком, довольно точно определяется по фор-
муле

// = PKrtga,	(266)

где Ркт — нагрузка на каждый каток;

а — угол наклона плоскостей к горизонту.

Из формулы (266) следует, что возвращающая сила не зависит от величины
отклонения тележки. Более плавная амортизация боковых толчков происхо-
дит в устройствах, в которых возвращающие силы возрастают с увеличением
боковых отклонений, что достигается заменой наклонных плоскостей криво-

линейными поверхностями.

Возвращающие устройства с роликами, помещёнными в овальных углуб-
лениях (фиг. 173), размещаются по концам надрессорной балки, которые через

длинные ролики опираются
на верхние подушки, ле-
жащие на комплектах рес-
сор или пружин. При по-
перечном перемещении над-
рессорной балки ролики

Фиг. 173. Возвращающее устройство системы
В. И. Бабина

<1>иг. 172. Возвращающее уст-
ройство с роликами и наклон-
ными плоскостями

перекатываются по криволинейным поверхностям и создают возвращающую
силу. Верхняя подушка передаёт боковое усилие от роликов на боковину
тележки. Заплечики надрессорной балки являются ограничителями бокового
смещения.

Возвращающее устройство с роликами, помещёнными в овальном углуб-
лении, впервые было предложено в 1908 г. конструктором В. И. Бабиным для
поясных тележек жёстких пассажирских вагонов IV класса.

К недостаткам описанного устройства нужно отнести заедание роликов
в случае износа рабочих поверхностей углублений и самих роликов, вследствие
чего возможно появление сильных боковых толчков и соударение надрессор-
ной балки с колонками боковины тележки.

3.	ЛЮЛЕЧНОЕ ПОДВЕШИВАНИЕ

Этот тип возвращающих устройств появился в 70-х годах прошлого сто-
летия и получил наибольшее распространение в тележках пассажирских
вагонов.

Люлька тележки в вагонах старой постройки состоит из двух балок —
надрессорной 5 и подрессорной 9 (см. фиг. • 168), эллиптических рессор 10,
люлечных подвесок 7, опорных балок 18 и предохранительных скоб 20. Шар-
нирное крепление люлечных подвесок обеспечивает отклонения люльки при
действии горизонтальных сил.

Надрессорная балка в тележках старых типов состоит из трёх дубовых
брусьев 8 с двумя стальными прокладками 11 в промежутках между ними.
Брусья соединяются горизонтальными болтами 12, проходящими через них
насквозь. Подобное устройство имеет и подрессорная балка 9.

Во вновь строящихся тележках надрессорные 1 и подрессорные 2 балки
делаются металлическими (фиг. 174).

Для облегчения веса надрессорную балку изготовляют с увеличенной
высотой посредине и уменьшенной по концам, приближая её очертание к форме
бруса равного сопротивления изгибу. Такая форма надрессорной балки поз-
воляет свободнее размещать люлечные рессоры. Для сохранения зазоров меж-
ду скользунами надрессорная балка должна иметь достаточную жёсткость.

Многорядные эллиптические рессоры 10 (см. фиг. 168) располагаются
по обоим концам балок 5 и 9 люльки. Для укрепления рессор на балках 5

Фиг. 174. Люлечное подвешивание тележки металлического вагона
длиной 23,6 м первого выпуска

Фиг. 175. Соединение
люлепной подвески с
поперечной балкой рамы
тележки металлического
пассажирского вагона

удержания люльки в

и 9 имеются стальные прокладки 13 с пазами для хомутов эллиптических
рессор.

Подрессорная балка поддерживается по концам (под хомутами эллипти-
ческих рессор) двумя опорными балками 18. Последние подвешиваются к сред-
ним поперечным балкам 2 рамы тележки посредством
вертикальных или наклонных подвесок 7 с хвостови-
ками 15. Подвески 7 имеют двойные шарниры, у ко-
торых верхний валик 16 располагается вдоль те-
лежки, а нижний валик 17 — поперёк.

Наличие двух шарниров позволяет обеспечивать
свободное качание люльки вдоль и поперёк тележки.
Поперечные колебания смягчают боковые толчки,
вследствие чего поперечные горизонтальные им-
пульсы передаются кузову в виде плавных колеба-
тельных движений. Устранение ударов надрессорной
балки о раму тележки во время колебаний дости-
гается устройством зазоров с каждой стороны балки
величиной 50 — 60 мм.

Упоры 1 предохраняют от истирания горизон-
тальные полки поперечных балок 2, а также слу-
жат направляющими для надрессорной балки при
её вертикальных колебаниях на рессорах. Упоры 1
располагаются обычно рядом с подвесками 7. Для
случае разъединения или обрыва люлечных подвесок 7

предусмотрены предохранительные скобы 20, укрепляемые на средних по-
перечных балках 2 рамы тележки.
На фиг. 175 показано соединение люлечной подвески с поперечной балкой
рамы тележки металлического пассажирского вагона длиной 23,6 м. Верхняя
проушина подвески, не имеющая промежуточных шарниров, опирается на
валик, пропущенный через вертикальные стенки средних поперечных балок
рамы. Наличие в средней части валика полукруглой формы позволяет подвес-
ке свободно совершать также колебания и вдоль тележки. Отсутствие про-
межуточных шарниров упрощает конструкцию люлечной подвески, что
способствует уменьшению ремонта и повышению безопасности движения.

В зависимости от возможности изменения длины люлечных подвесок они
бывают двух типов: 1) регулируемые и 2) нерегулируемые (глухого типа);
последние являются более надёжными в эксплуатации и поэтому получили
преимущественное распространение.

Когда вагон расположен на прямом и горизонтальном пути, надрессор-
ные и подрессорные балки параллельны друг другу. Непараллельность балок
указывает на различие в длине люлечных подвесок или неправильное распре-
деление нагрузок, что оказывает неблагоприятное влияние на движение вагона.
Совершая в горизонтальном направлении колебания, кузов вагона достигает
своего наибольшего перемещения в тот момент, когда боковая сила уравно-
вешивается возвращающим усилием люлечных подвесок.

Возвращающее усилие должно быть незначительным в начале движения
и быстро увеличиваться с возрастанием отклонения кузова. Длина люлечных
подвесок имеет большое влияние на величину возвращающего усилия. Не-
которое противодействие колебаниям кузова оказывают также силы, возни*
кающие от трения деталей люльки.

4.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ЛЮЛЕЧНОГО ПОДВЕШИВАНИЯ

Рассматривая кузов и рессоры как твёрдое тело, подвешенное на
двух шарнирных подвесках АЕ и BD (фиг. 176, а), предположим, что-
оси люлечных подвесок пересекаются в точке Ох, расположенной на рас-

Фиг. 176.

Схемы люлечного подвешивания

стоянии > 1,5 м от центра тяжести О обрессоренных частей кузова.
Угол наклона а люлечных подвесок к вертикали, соответствующий рас-
сматриваемому положению, считается наибольшим допустимым углом атах.

При принятых на фиг. 176 обозначениях находим угол наклона под-
весок:

.	b 9

tg«max = /2o+ 1>5-

В пассажирских вагонах h0— 1,55 4- 1,65» 1,6 м;
2Ь3 — 1,50 4- 1,64 м.
Поэтому

.	0,75 4-0,82 а ос . а

tg ’max “ 1,64 4-1,50 ~ 0,25 • °’26,

что соответствует углу атах~15°.

В случае совпадения точки пересечения оси люлечных подвесок
с центром тяжести обрессоренных частей кузова (фиг. 176,6) люлька от

Фиг. 177. Расчётная
схема для определе-
ния устойчивости ва-
гона на кривой

гами катания колёс

действия горизонтальных сил не смещается и кузов
жёстко воспринимает боковые толчки.

Когда центр тяжести О обрессоренных частей
кузова расположен выше точки О19 то под действием
центробежной силы С и давления ветра Нв люлька
перемещается в сторону, противоположную направле-
нию боковых нагрузок С и Нв (фиг. 176, в), и кузов
теряет устойчивость.

Устойчивость вагона на кривой можно прибли-
жённо определить исходя из следующих соображений.
Горизонтальные силы С и Нв, действующие перпен-
дикулярно продольной плоскости вагона, стремятся
его опрокинуть относительно точки А (фиг. 177).
Определим эти силы, предполагая, что они проходят
через центр тяжести вагона, расположенного на го-
ризонтальном пути и имеющего одинаковые нагрузки
на рессоры правой и левой стороны.

Обозначив расстояние от центра тяжести вагона
до головки рельса через hpt расстояние между кру-
s и вес вагона Рбр, находим условие равновесия

(C + He)hp=^,

откуда

c+"'=w-

Так как s = 1,58 м и hp^2 м9 то опрокидывающее усилие для вагона
составляет

1 48

с + нв = 1^Рбр«0,4Рбр.

5.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВОЗВРАЩАЮЩЕГО УСИЛИЯ ЛЮЛЕЧНОГО
ПОДВЕШИВАНИЯ

Без большой погрешности можно принять, что углы отклонения под-
весок АС и BD одинаковы и равны ср (фиг. 178), а боковое перемещение
у люльки равно полусумме^горизонтальных проекций уг и t/2 перемеще-
ний шарниров С и D, т. е.

..	У1+У2

У 2

Пользуясь фиг. 178, найдём:

= X [sin (ср + а) — sin а]
и

у2'= X [sin (<р — а) + sin а]

(267)

(268)

Подставив полученные выражения для t/x и уг в уравнение (267),
получим

у = ksin <р cos а.	(269)
Возвращающее усилие Нг составляет:

НГ = Н1 + Н2.

Усилия Нг и Н2 соответственно равны

где

поэтому

Hr=Hl-\-Hi= + р tg (Т + а) + ^-p)tg(?-a) =

Pstg?(l + tg2«)+2ptg«(14-tgs<p)

(1 + tgatg?) (1 — tgatgcp)

Полагая
и

1 + tg2a^ 1 + tg2 ср ~ 1 + tgatgT

tgps=2sin<p

У
a cos a

(270)

найдём

D । С 4" f^e i > •
_	. n л •	Р^У-\ e Anisina

P3t/ + 2pksina	_	3i/^ b3 °

r	\ COS X — У tg a	A cos a — у tg a

(271)

Полагая Hr = C + He, найдём из выражения (271)

--------

X cos a — у tg a — X sin a

Пренебрегая величиной i/tga, можно
принять, что

Hr =-------------------г •	(272)

к cos a ( 1— r^tga |

\ b3 S /

Фиг. 178. Расчётная схема для on-
ределения бокового перемещения
tлюльки и возвращающего усилия

Из полученного выражения для Нг определим перемещение люльки

Нг к cos a I 1 — ~ tg оЛ
\	I

У~-----------ъ----------(273)

3

Эта формула подтверждает сделанное выше заключение в отношении
угла наклона люлечных подвесок (см. фиг. 176): при tga = получается
ь

у=0;если tga>j-?, т. е. -r-°tga> 1, то получается отрицательное зна-

чение у,
14 Вагоны
Для вертикальных подвесок а = 0, tga = 0 и cosa= 1, поэтому

Нг=^У „	(274)

Из выражения (272) следует, что с увеличением угла наклона под-
весок а увеличивается возвращающее усилие, но наибольшее влияние на
изменение величины Нг имеет длина подвесок X.

В существующих конструкциях тележек длина люлечных подвесок
изменяется в пределах от 230 до 700 мм, а линейное перемещение люлек
у = 10 4- 30 мм в зависимости от длины X и угла наклона а подвесок,
а также от величины поперечных горизонтальных сил. Зазор между тор-
цом надрессорной балки и боковиной рамы тележки должен превышать
величину у.

От извилистого движения кузова, подвешенного на наклонных подвесках,
подрессорные балки перемещаются в противоположных направлениях и рас-
полагаются не в одной плоскости, вследствие чего кузов подвергается скру-
чивающим усилиям, которые вызывают неприятные толчки и дрожание.
Особенно этому способствуют короткие наклонные подвески.

Кроме того, наклонные подвески при неодинаковых нагрузках на рессоры
обусловливают одновременно появление всех видов колебаний от вертикаль-
ного или горизонтального толчка.

В случае перемещения в противоположных направлениях подрессорных
балок с вертикальными подвесками кузов не подвергается скручивающим
усилиям, поэтому вертикальным подвескам можно придавать меньшую дли-
ну, чем наклонным. Короткие вертикальные подвески могут обеспечить такой
же величины возвращающее усилие, как и более длинные наклонные под-
вески при одинаковом боковом перемещении у.

Люлька, выведенная из равновесного положения, быстро приходит в со-
стояние покоя. Этому способствуют силы трения в шарнирах подвесок. Вели-
чина сил трения, как показывают вычисления, составляет 100 — 600 кг,

6.	ВЛИЯНИЕ УГЛА НАКЛОНА ПОДРЕССОРНОЙ БАЛКИ НА
ВЕРТИКАЛЬНОЕ ПЕРЕМЕЩЕНИЕ КУЗОВА ВАГОНА (ПО СЕРЕДИНЕ

ПОДРЕССОРНОЙ БАЛфИ)

на расчётной схеме люлечного подвешива-

h2 = X cos (ср 4- a);

fti — h
e“ 2 b3

hx = X cos (ср — a);

Пользуясь обозначениями, принятыми
ния (фиг. 179), можно написать:

sin e *

для

Фиг. 179. Расчётная схема люлечно-
го подвешивания для определения
вертикального перемещения кузова

гк = X cos а — [cos (ср — а) 4- cos

Согласно формуле (270)

fti 4- h2

z = X cos a — —я-----------

*	z

Подставляя значения h{ и й2 в выражения
е и zK , получим:

X

e = 2T3[cOS

— cos (cp + a)] = у sin a sin cp;

(cp + 2)] = X COS a (1 — COS cp).

У

Sin ср — ------,

Y A cos a ’

поэтому

— tga
ba
и

Полагая

z

к

найдём

X cos а

Уг

Ла cos2 а

гк — k cos all — 1 +

I

2'

___У2___\ _ У2

Л2 cos 2 а 2 A cos а

(276)

Наименьшее значение Ь3 составляет 75 см, наименьшая длина подвесок Х=23 см,
наибольшее боковое перемещение люльки у = 5 см, угол наклона подвесок атах = 15°,
tg а = 0,24 и cos а = 0,97, поэтому £max -- 0,016 (не превышает 1°) и zK = 5 мм.

Ввиду незначительности угла s и вертикального перемещения zK кузова вагона
в исследованиях колебательных движений эти величины не учитываются.

7.	ТЕЛЕЖКИ ОДИНАРНОГО РЕССОРНОГО ПОДВЕШИВАНИЯ

Тележки с одинарным рессорным подвешиванием применяются почти ис-
ключительно в грузовых вагонах и редко встречаются в пассажирских вагонах,
например в багажных (старой постройки).

Тележки грузовых вагонов имеются двух типов: поясные и литые (точнее
с литыми боковинами).

Первые отечественные поясные тележки были построены в 1898 г. Мыти-'
щинским вагоностроительным заводом для крытых вагонов грузоподъёмностью
33,5 т, платформ длиной 12,9 dm и изотермических вагонов б. Московско-
Казанской ж. д.

В 1908 г. на этом же заводе был построен четырёхосный жёсткий пасса-
жирский вагон с поясными тележками, оборудованными эллиптическими
рессорами и возвращающим устройством, предложенным В. И. Бабиным
(см. фиг. 173).

В настоящее время поясные и литые тележки для грузовых вагонов яв-
ляются самыми распространёнными на наших железных дорогах.

П о Я/С ная тележка (фиг. 180) имеет две боковины. Каждая боко-
вина собрана из трёх стальных поясов /, 2 и 3, по концам которых установлены
и закреплены болтами 7 буксы 4. В средней части пояса соединены двумя сталь-
ными литыми полыми стойками (колонками) 5, через которые пропускаются
болты 6, стягивающие все три пояса.

Боковина тележки, состоящая из отдельных поясов, называется сборной.
Колоночные и буксовые болты должны быть всегда туго затянуты; во избежа-
ние отвинчивания гайки на эти болты ставятся обязательно корончатые и укреп-
ляются шплинтами. Обе боковины тележки соединяются поперечной связью 8
корытообразного сечения. Надрессорная балка шпренгельного типа опирает-
ся с каждой стороны на комплект двухрядных цилиндрических пружин 9.
Сверху и снизу комплекта пружин расположены стальные планки 10, слегка
стянутые посредине болтом 11.

Комплекты пружин уложены не прямо на связь 3, а на толстую плиту-
подушку 12, по концам которой имеются буртики, препятствующие смещению
поперёк тележки комплектов пружин.

В надрессорной балке шпренгельного типа верхний пояс 13 имеет форму
швеллера сечением 300 X 100 X 20 мм, а нижний 14 — стальной полосы се-
чением 150 X 25 мм, склёпанной своими концами с верхним поясом; в средней
части между поясами расположена стальная литая стойка 15. К поясу 13
приклёпан стальной литой подпятник 16. По концам надрессорной балки рас-
положены дубовые клинья 17, вставленные в стальные литые наконечники 18,
имеющие по бокам, обращённым к колонкам 5, вертикальные пазы, которыми
1440
обхватываются колонки. Надрессорная балка имеет свободное передвижение
между колонками вверх и вниз, а боковые толчки, получаемые ею от пятника,
частично смягчаются пружинами и передаются колонкам 5. Надрессорная
балка шпренгельного типа обладает малой прочностью и требует частого ре-
монта.

Первые тележки описанной конструкции имели базу 1 905 мм, колёса диа-
метром 1 050 мм и расстояние рабочей поверхности подпятника от головки рель-
са 819 мм. Тара тележки составляла 4,44 т.

В связи с переходом на .колёса диаметром 950 и 900 мм тележки начали
строить с базой 1 750 мм, а затем с базой 1 800 мм.

Переход к базе 1 800 мм вызван недостаточностью расстояния между зад-
ней выступающей частью тормозного башмака и поперечной связью.

При проектировании тележек стремятся иметь конструкцию минималь-
ного веса, что, в частности, достигается наименьшей величиной базы и умень-
шением диаметра колёс.
Это особенно важно для
тележек грузовых ваго-
нов, у которых боль-
шинство частей тележек
являются необрессорен-
ными.

С переходом на ко-
лёса диаметром 950 мм
расстояние рабочей по-
верхности подпятника
от уровня головок рель-
сов уменьшилось на
50 мм. Поэтому у таких
тележек на подпятник
ставилась прокладка 19
толщиной 50 мм, а сколь-

зуныЗО заменялись более высокими. С 1937 г. вместо прокладок на всех гру-
зовых вагонах устанавливаются пятники высотой ПО мм взамен ранее при-
менявшихся высотой 65 мм.

В связи с постройкой вагонов грузоподъёмностью 60 т в первоначальный
тип поясной тележки были внесены следующие изменения:

1)	число двухрядных пружин в каждом комплекте увеличено с четырёх
до пяти или шести;

2)	подушка под пружины заменена стальной литой вместо прежней мало-
прочной чугунной;

3)	для устранения высоких напряжений от местного изгиба в среднем и
нижнем поясах под рессорный комплект поставлена стальная подушка (рас-
пределительная балочка) конструкции М. М. Стемпневского, передающая на-
грузку непосредственно под колонки на узлы поясов (фиг. 181). Распредели-
тельная балочка одновременно заменяет подушку 12 прежней конструкции
(см. фиг. 180);

4)	увеличена толщина среднего пояса с 35 до 40 мм\

5)	надрессорные балки шпренгельного типа заменены сварными, замкну-
того сечения, выполненными по форме бруса равного сопротивления изгибу
(фиг. 182).

Тара такой тележки составляет 4,53 tn.

Смятие колоночных и буксовых болтов в тележках конструкции 1931 —
1935 гг. предотвращалось загибом в штампах поясов (см. фиг. 180). Для уде-
шевления производства эту конструкцию заменили приваркой к концам
среднего 1 и нижнего 2 поясов специальных упорных планок 3 (фиг. 183, а)
или шпильки 4 над буксой в верхнем 5 и среднем 1 поясах (фиг. 183, б).

Многолетний опыт эксплуатации поясных тележек показал ряд их конст-
руктивных недостатков. Главными недостатками являются: появление тре-
щин в поясах боковин в местах перегиба и у отверстий для колоночных бол-
тов, разработка этих отверстий; ослабление и обрывы колоночных и буксовых
болтов, излом надрессорных балок шпренгельного типа; излом поперечных
связей в средней части и у опор; значительный вес необрессоренных масс и
склонность тележек с пружинным подвешиваниехМ к продолжительным неза-
тухающим колебаниям высокой частоты. Особенно тряский ход имеют порож-
ние и частично загруженные вагоны, вследствие чего создаются неблагоприят-
ные условия для перевозки в них животных и таких грузов, как черепица,
гончарные трубы, стекло (консервы в стеклянной таре) и т. п.

Фиг. 182. Сварная надрессорная балка

Заменяя чисто пружинные комплекты комбинированным рессорным под-;
вешиванием (фиг. 184), можно значительно улучшить ходовые качества вагона
в вертикальном направлении. Однако установка листовой рессоры препятствует
полному использованию поперечной упругости пружин для смягчения горизон-
тальных поперечных толчков, вследствие чего плавность хода тележки с ком-
бинированным подвешиванием в горизонтальном направлении ухудшается.

В последние годы вагоностроительные заводы изготовляют тележки только
с комбинированным рессорным подвешиванием. Для гашения колебаний вместо
листовых рессор можно включить в систему рессорного подвешивания этой

Фиг. 183. Закрепление поясов тележки от
сдвига

тележки различного рода аморти-
заторы, описанные выше.

Поперечная связь в тележке
со сборными боковинами делается
в виде штампованной балки
(фиг. 185), которая своими отвер-
стиями кладётся на шипы, отлитые
на верхней стороне подушки или
распределительной балочки, чем
достигается соединение обеих бо-
ковин тележки.

В эксплуатации наблюдается
частое появление трещин в сере-
дине поперечных связей и в местах
перехода от высокого борта к низ-

кому. Как показали исследования, проводившиеся во время движения ва-
гонов, напряжения в сечении по ББ (фиг. 185, а) достигают высоких
значений, а в средней части свкзи напряжения незначительны.

Разрушение связи в средней части можно объяснить следующим. Проме-
жуток между поперечной связью и надрессорной балкой часто бывает заполнен
кусками руды, угля и камнями. В этом случае надрессорная балка нагружен-
ного вагона опирается не только на рессорные комплекты, но и своей средней
частью касается поперечной связи, что и приводит к разрушению последней.

В последние годы для повышения прочности поперечной связи её изго-
товляли без понижения высоты бортов в концевых частях (фиг. 185, б).

Описанные недостатки поясных тележек, особенно недопустимые

в связи с увеличением грузоподъёмности вагонов и ростом скоростей движения,
обусловили прекращение изготовления тележек этого типа.
Тележки с литыми боковинами и надрессорными
балками, обычно называемые литыми тележками, имеют базу, равную
1 800 силе, колёсные пары с диаметром колёс 900 и 950 иилс и комбинированное
рессорное подвешивание1.

Такие тележки имеются следующих типов:

1)	конструкции Уралвагонзавода (УВЗ) 1937 г.;

2)	М-44 (модель 1944 г.);

3)	МТ-50 (модель 1950 г.);

4)	с рессорным подвешиванием системы инж. А. Г. Ханина.

Литые тележки обладают большой прочностью и в эксплуатации являются
более надёжными, чем поясные.

Боковины тележек УВЗ (фиг. 186) отливаются отдельно от корпусов
букс; последние вставляются в специальные гнёзда, расположенные по кон*

Фиг. 184. Комбинированный
рессорный комплект

Разрез по А А

нам боковин, поэтому выкатка] колёсных пар производится сравнительно
просто, поднятием одного конца тележки. Поперечные связи в этой тележке
такого же типа, как и в поясных. Литые надрессорные балки тележки выполне-
ны по форме бруса равного сопротивления изгибу и имеют коробчатое замк-
нутое сечение.

Те л еж к а т и п а М-44 имеет стальные литые боковины, отлитые заодно
с корпусами букс (фиг. 187).

j В тележках М-44 упразднена нижняя поперечная связь и соединение над-
рессорной балки с боковинами производится цилиндрическими вогнутыми по-
верхностями колонок, в которые входят выпуклые цилиндрические приливы
надрессорной балки (фиг. 188). Перемещения боковин ограничиваются радиаль-
но расположенными упорными буртами надрессорной балки. Соединение бо-
ковин с надрессорной балкой в бессвязевых тележках можно также осущест-
вить по одному из вариантов, указанных на фиг. 189.

Упразднение нижней поперечной связи и отливка корпусов букс за одно
целое с боковиной уменьшают общий вес необрессоренных частей тележки
на 275 кг по сравнению с тележкой со вставными буксами.

Но в корпусы букс, отлитых заодно с боковиной, трудно установить ро-
ликовые подшипники. Поэтому Уралвагонзавод спроектировал новую бес-

1 Тележки первых выпусков имели рессорные комплекты, состоящие из шести
двухрядных пружин, взаимозаменяемые с комбинированными рессорными комплектами.
тл—I—

Фиг. 185. Штампованная поперечная связь тележки:
а-с уменьшенной высотой бортов по концам; б—с одинаковой высотой бортов

Фиг. 186. Литая тележка типа УВЗ (Уралвагонзавода)
Фиг. 188. Литая надрессорная балка

Фиг. 189. Варианты соединения литой боковины с надрессорной балкой
связевую тележку (типа МТ-50), с отъёмными корпусами букс и надрессорной
литой балкой типа М-44.

Тележка МТ-50 имеет боковину, подобную боковине тележки УВЗ,
но соединение надрессорной балки с боковиной осуществлено по типу тележ-
ки М-44. Вновь строящиеся грузовые вагоны имеют тележки типа МТ-50.

Тара тележки типа УВЗ составляет 4,65 т, а тележки МТ-50 — 4,48 т.
Характеристики пружин и рессор приводятся в табл. 22.

Таблица 22

Характеристики пружин и рессор грузовых тележек

Характеристики пружин и рессор	Пробный груз в кг	Прогиб в мм	Жёсткость в кг 1см
Наружная пружина (n = 4,5; d — 30 мм, г = 54 мм)		6 000	42	1 430
Внутренняя пружина (п = 9,5; d = 16 мм;  г = 28,5 мм) 		1 450	39	370
Эллиптическая листовая рессора (п = 5; h X b = = 12 х 120 мм\ L = 515 мм) 		10 640	38	2 960

Бессвязевые тележки свободны от недостатков, свойственных тележкам
с поперечными связями (появление трещин в связях), но устранение поперечных
связей создаёт благоприятные условия для перекоса колёсных пар (15 — 20 жк
на сторону), что ускоряет износ поверхности катания колёс, гребней, подшип-

ников и осевых шеек. Экспериментально установлено, что боковое горизон-
тальное воздействие на рельсы от бессвязевых тележек на 20 — 30% больше,
чем от тележек с нижними поперечными связями. Поэтому в бессвязевых те-
лежках быстрее происходит износ поверхностей катания колёс и подрез
гребней.

Тел ежка с рессорным подвешиванием си с темы ин ж. А. Г. Хани-
н а (фиг. 190) имеет боковины, отлитые вместе с корпусами букс х, литую
надрессорную балку и двухрежимное пружинное подвешивание с клиновы-
ми амортизаторами.

1 В последнем варианте тележки системы инж. Ханина предусмотрены боковины
с отдельными корпусами букс.
Клинья размещены по концам надрессорной балки в особых углублениях
и своими вертикальными гранями соприкасаются со сменными планками,
укреплёнными на колонках боковины. Угол наклона клиньев равен 45°.
Боковина отличается от боковин тележек других типов тем, что имеет увели-
ченное среднее окно для размещения пружин (размером 650 X 450 мм),
в связи с чем возросла и база тележки до 1 850 мм.

В зависимости от типа вагона и его грузоподъёмности рессорное подвеши-
вание имеет 5 — 7 комплектов пружин. Каждый комплект пружин имеет боль-
шую пружину (d = 33 мм, D =156 мм, Нсв =221 мм и п = 3,8) и последо-
вательно соединённую с ней через особый стакан малую пружину (d =19 мм,
D = 69 мм, Нсв= 139 мм и п = 5). Глубина стакана, равная 120 мм, по-
добрана так, что при нагрузках до 1,43 т на комплект обе пружины работают
последовательно и имеют жёсткость 404 кг/см, а при нагрузках выше 1,43 т
малая пружина полностью погружается в стакан и жёсткость всего комплекта
становится равной жёсткости большой пружины — 822 кг/см.

Вертикальная нагрузка от каждого клина передаётся на один комплект
пружин, опирающихся на боковину тележки. Когда полезная нагрузка в ва-
гоне не превышает 9 т, то пружинные комплекты имеют статический прогиб
19 мм. С увеличением полезной нагрузки свыше 19 т малая пружина выклю-
чается. Статический прогиб рессорного подвешивания системы инж. Ханина
достигает 30 мм для полезной нагрузки 50 — 60 т.

Боковые поперечные перемещения надрессорной балки в этой тележке
амортизируются поперечной упругостью пружинных комплектов и силами тре-
ния клиньев. Во время испытаний тележка системы инж. Ханина показала
хорошие ходовые качества в вертикальном и горизонтальном направлениях
как при полной, так и частичной загрузке вагона. К положительным каче-
ствам этой тележки следует также отнести отсутствие тяжёлых и дорогих
эллиптических рессор. Вес тележки (проектный) составляет 4,75 т.

8. ТЕЛЕЖКИ С ДВОЙНЫМ РЕССОРНЫМ ПОДВЕШИВАНИЕМ

Тележка с одинарными продольными балансирами. Тележка с одинарны-
ми продольными балансирами (системы Пульмана) появилась в 70-х годах
XIX века; она отличалась сравнительно спокойным ходом, вследствие чего
в дореволюционное время широко применялась на железных дорогах России
в пассажирских вагонах. Эта тележка отличается от других конструкций
наличием балансиров 1 (фиг. 191) (массивных стальных балок сечением 55 X
X 190 мм), концы которых опираются на буксы.

Рама тележки опирается на балансиры через четырёхрядные пружины,
размещённые между поддонами 3 и 4.

Рамы тележек прежних лет постройки имеют боковины 2 из дубовых
брусьев, армированных стальными листами 5, стянутых болтами 6. Боко-
вины связаны между собой двумя средними поперечными балками (из двух
швеллеров 7 каждая) и двумя крайними поперечными балками 8; последние
соединяются со средними поперечными балками стальными угольниками 9,
расположенными по диагонали.

К средним поперечным балкам рамы подвешена люлька на четырёх двух-
шарнирных глухих подвесках 10. К тем же балкам подвешены две предохра-
нительные скобы 11 для удержания люльки в случае обрыва подвесок. Надрес-
сорная балка 12 изготовлена из четырёх швеллеров высотой 120 мм,
а подрессорная балка 13 выполнена из деревянных брусьев с двумя стальными
армировочными листами в промежутках между ними.

По концам боковин укрепляются с наружной и внутренней стороны
буксовые лапы 14 из полосовой стали. Между ними ставятся на болтах или за-
клёпках буксовые челюсти (лица) 15. Нижние концы внешних буксовых лап
соединены раскосными струнками 18 с крайними поперечными балками 8.
Внизу буксовые лапы соединяются буксовыми струнками 16 и междубуксовой
двойной стрункой 17.
ZtfKti-\-------U---------------W4

ТЕЛЕЖКИ В/ГОНОВ

о

£

Фиг. 191. Тележка с одинарными
продольными балансирами
Общий прогиб рессор тележки от нагрузки в 1 tn на пятник с рессорами
Брауна составляет 6,9 мм и рессорами Галахова	8,7 мм.

Тара тележки равна 5,60 — 5,85 tn; база 2,03 м.

Расстояние между точками опоры рамы тележки на балансире (980 мм)
мало в сравнении с длиной боковин (3 440 мм), вследствие чего устойчивость
рамы тележки не обеспечивается и от небольших вертикальных или продоль-
ных горизонтальных толчков она приходит в колебательное движение, а во
время торможения получает большой наклон по направлению движения.
Всё это вызывает быстрый и неравномерный износ букс и буксовых челюстей.
Кроме того, тележки с продольным балансиром имеют следующие недостатки:

1)	тяжёлые необрессоренные балансиры (вес каждого около 200 кг)
оказывают вредное влияние на шейки осей, подшипники и колёса, а также на
рельсовый путь;

2)	при осадке пружин не представляется возможным регулировать высоту
подпятника тележки;

3)	зазоры между концами балансиров и боковиной тележки недостаточны,
результатом чего являются удары рамы о балансир;

4)	вследствие короткой базы тележки применяется одностороннее тормо-
жение; увеличение базы связано с повышением веса и без того тяжёлых балан-
сиров;

5)	тележка получается очень высокой с расстоянием опорной поверхности
подпятника над головкой рельса, равным 1 036 мм (в свободном состоянии),
вследствие чего приходится уменьшать в раме вагона высоту шкворневой бал-
си и последняя получается недостаточно жёсткой.

На наших заводах прекращена постройка этих тележек в связи с созда-
нием отечественными конструкторами более совершенных типов.

Тележка системы Фетте. Эти тележки отечественной конструкции
впервые были построены б. Русско-Балтийским заводом в начале 900-х годов
и вскоре получили большое распространение на многих железных дорогах
России.

Тележка системы Фетте (фиг. 192) имеет конструкцию рамы и люлеч-
ного подвешивания, подобную тележке с одинарными продольными балан-
сирами, но тяжёлые балансиры в ней заменены отдельными короткими
равноплечими балками (балансирами) 1, опирающимися своей серединой на
буксы 2. На концах этих балок расположены цилиндрические двухрядные
пружины 3, на которые опирается рама тележки 4. База тележки увеличена
до 2,4 м, что позволяет расположить тормозные колодки 5 и с внутренней
стороны тележки, т. е. иметь двустороннее торможение.

Вследствие увеличения базы тележки и снятия одинарных продольных
балансиров боковины в средней части выполнены более высокими (230 мм
против 180 мм в тележке с одинарными продольными балансирами). Крайние
поперечные балки 6 рамы изготовлены из швеллеров 120 X 55 X 6,5 X 9,5 мм.
Средние поперечные балки 7 (из швеллеров 180 X 70 X 8 мм), поддерживаю-
щие люльку, соединяют с боковинами рамы угольниками 8 со скобами. К этим
же швеллерам подвешиваются и внутренние тормозные колодки.

Общий прогиб рессор тележки от нагрузки на пятник, равной 1 т, со-
ставляет: с рессорами Брауна 6,0 мм, с рессорами Галахова 8,24 мм.

Тара тележки составляет 6,10 — 6,33 т.

Тележки системы Фетте более удобны в эксплуатации и ремонте, чем
тележки с одинарными продольными балансирами, и имеют достаточно
спокойный ход.

К конструктивным недостаткам тележки системы Фетте следует отнести:

1)	наличие над буксами балансиров, хотя и более коротких, чем в предыду-
щей конструкции, но всё же тяжёлых; при осадке или изломе одной из пружин
балансир сильно перекашивается и наклоняет буксу, что вызывает повышен-
ный износ букс и челюстей;

2)	наличие малого зазора между верхом балансира и вырезом боковины
вызывает при просадке пружин удары рамы о балансир;
3)	в основных балках получаются высокие напряжения (в тяжёлых ва-
гонах); уход за тележками с деревянно-металлическими рамами и бол-
товым креплением очень сложен. Поэтому в последней конструкции тележки

Фиг. 192. Тележка системы Фетте

Фетте применяются металлические рамы. В этих тележках рессоры Брауна
заменены рессорами Галахова. В тележке системы Фетте с металлической
рамой впервые была применена электросварка.

Постройка тележек системы Фетте описанных конструкций^ нас пре-
кращена.
Безбалансирная тележка завода имени Егорова. В 1931 г. заво-
дом имени Егорова в Ленинграде была разработана новая конструкция те-
лежки (фиг. 193), отличающаяся металлической сварной рамой, отсутствием
балансиров и особой формой буксовых направляющих.

Фиг* 193. Безбалансирная тележка завода имени Егорова

Боковины 1 рамы этой тележки составлены каждая из двух швеллеров
№ 18, расположенных на расстоянии 180 мм один от другого и соединённых
в средней части и по концам верхними и нижними накладками 2 из листовой
стали. Средние поперечные балки (двойные швеллеры № 18) 3 соединяются
с боковинами при помощи угловых скоб. Крайние поперечные балки 4 сде-
ланы из швеллеров № 18 и так же, как все другие балки, соединяются сваркой.

Так как в этой тележке балансиры упразднены, то боковины рамы те-
лежки опёрты на двухрядные пружины 7, поставленные непосредственно на
буксы.
Обычные буксовые лапы и поставленные между ними на болтах чугунные
челюсти в этой тележке заменены вертикально расположенными отрезками 5
швеллеров № 18, приваренными к боковинам рамы; к швеллерам 5 болтами
прикреплены стальные лица буксовых направляющих 6. Раскосные и между-
буксовые струнки, соединяющие буксовые направляющие с концами боковин
рамы и между собой, сняты. Верхние концы швеллеров 5 расположены от верх-
ней полки боковины 1 на расстоянии 130 мм и к ним привариваются с внутрен-
ней стороны угольники, в которые упирается снизу выдвижная стальная
планка толщиной 25 мм. Между этой планкой и буксой помещаются пружины 7.

Пружины 7 представляют собой второй ряд рессорного подвешивания
после первого, помещённого в люльке.

Люлька имеет обычное устройство с глухими подвесками. Комплект
люлечных рессор состоит из пятирядных эллиптических рессор 8 системы
Галахова. На них опирается надрессорная балка 9, составленная из четырёх
швеллеров № 18 и накладок. Общий прогиб рессор тележки от нагрузки в 1 т
для котлового конца вагона равен 7,83 мм и некотлового конца вагона 8,27 мм.

Тара тележки составляет 5,94 /л, база тележки — 2,4 м.

Достоинствами безбалансирной тележки являются малый вес, простота
конструкции и доступность для осмотра и ремонта люлечного подвешивания и
тормозной рычажной передачи.

Однако при эксплуатации этой тележки обнаруживаются следующие
недостатки:

1)	перекос букс в направляющих, вследствие чего происходит очень силь-
ное истирание буксовых пазов и буксовых направляющих, требующее частого
ремонта и смены этих частей; разработка буксовых пазов у безбалансирных
тележек в 3 — 4 раза больше, чем в тележках системы Фетте;

2)	осевые шейки изнашиваются по длине неравномерно с образованием
у них конусности;

3)	сравнительно часты изломы надбуксовых пружин и обрыв поддержи-
вающих угольников верхней упорной рессорной планки.

Перечисленные дефекты обусловливаются неравномерностью передачи
нагрузки через надбуксовые пружины вследствие неустойчивого их положе-
ния на буксах. Отношение высоты внутренней надбуксовой пружины к её
диаметру настолько велико, что она выпучивается и трётся о наружную пру-
жину.

Вследствие наличия указанных недостатков постройка безбалансирных
тележек прекращена.

Безлюлечная тележка системы инж. Ханина. Опытные тележки системы
А. Г. Ханина для одного вагона были построены на заводе имени Егорова
в 1931 г. В этих тележках сохранена конструкция рамы и надбуксового места
безбалансирной тележки. Обычной люльки в тележке системы Ханина нет,
поэтому она и названа безлюлечной. Такое устройство значительно уменьшает
вес, упрощает конструкцию, изготовление и ремонт тележки. Кроме того,
отпадает необходимость в постановке дорогих и тяжёлых эллиптических
рессор.

В средней части рамы по бокам тележки расположены продольные балки,
составленные из двух швеллеров № 18 длиной 960 мм, жёстко соединённых
вертикальными швеллерами со средними поперечными балками рамы тележки.
Эти продольные балки перекрыты сверху стальными листами, на которые
поставлено с каждой стороны тележки по шести конических пружин, под-
держивающих надрессорную балку. Возвращающие усилия в тележке Ханина
создаются пружинами при отклонении их от вертикали. Предполагалось,
что постановка апериодических конических пружин может устранить появле-
ние незатухающих колебаний кузова, но опытные поездки не подтвердили
такого предположения. Во время движения вагона на тележках системы Ха-
нина наблюдались незатухающие колебания, сильно беспокоящие пассажиров.
Для гашения колебаний обрессоренных частей вагона в 1935 г. на тележках
Ханина введены специальные клиновые амортизаторы (фиг 194).
Во время колебаний надрессорной балки на наклонных и вертикальных
боковых поверхностях амортизирующих устройств возникают силы трения,
противодействующие нарастанию амплитуд колебаний. Если трение в клиньях

Фиг. 194. Центральное рессорное подвешивание с коническими пружинами и клино-
выми амортизаторами в тележке системы инж. Ханина]

Фиг. 195. Центральное рессорное подвеши-
вание с цилиндрическими пружинами в те-
лежке системы инж. Ханина

велико, то во время перехода надрессорной балки через крайние положения
наблюдаются толчки, вызывающие мелкие неприятные дрожания кузова ва-
гона.

Суммарный прогиб рессорного подвешивания (под тарой) в тележках
первых выпусков не превышал 105 мм. Угол скольжения клина амортиза-
тора по плоскости надрессорной
балки выбран равным 50°. Тара
тележки составляет 5,5 т.

Дальнейшее совершенствова-
ние конструкции тележки системы
Ханина осуществлено в 1947 г. Эти
тележки строились на базе тележек
металлических пассажирских ваго-
нов длиной 23,6 м и отличались
устройством центрального рессор-
ного подвешивания (фиг. 195).

Безлюлечное центральное под-
вешивание осуществлялось не ко-
ническими пружинами, а цилинд-
рическими. Рессорные комплекты
состояли из четырёх или пяти

(фиг. 195) двухрядных цилиндрических пружин; у некотлового конца
вагона внутренних пружин было на две меньше. Размеры наружных пружин:
D± = 200 ЛЕИ, dY = 30 мм и пг= 6; размеры внутренних пружин: D2 = 124 мм,
d2 = 20 мм и п2 = 10.

В каждом комплекте пружин центрального подвешивания имеется два
клиновых амортизатора, поддерживаемых каждый одной внутренней пружи?
15 Вагоны


Фиг. 196. Нормальная тележка ЦВТК

226	ТЕЛЕЖКИ ВАГОНОВ
ной. Расстояние между осями комплектов центрального подвешивания мало
(2 Ь3 = 1,162 мм), вследствие чего значительно снижается устойчивость ку-
зова.

Угол скольжения клина амортизатора по плоскости надрессорной балки
равен 45°, а по плоскости поперечной балки составляет с вертикалью 2°
(вершиной вверх).

Тележка ЦВТК. Учитывая недостатки тележек системы Фетте и завода
имени Егорова, Центральное управление вагонного хозяйства спроектировало
в 1937 г. новый тип тележки (фиг. 196). Эта тележка имеет много общего с те*
лежкой системы Фетте. Боковины сварной рамы, подобно тележке завода име-
ни Егорова (фиг. 197), состоят каждая из дв> < швеллеров № 18, расставлен-
и соединённых в средней части, сверху и снизу

накладками толщиной
10 мм. Верхняя наклад-
ка продолжена за бук-
сы и по концам её сдела-
ны длинные вырезы, до-
пускающие свободное,
передвижение вверх над-
буксовых балансиров,
расположенных между
швеллерами боковины.
Такое устройство в этой
тележке устраняет при-
сущие тележкам с оди-
нарными продольными
балансирами и системы
Фетте удары рамы, обус-
ловленные малыми зазо-
рами между балансира-

f

Фиг. 197. Соединение средней поперечной балки
с боковиной:

/—боковина; 2—проушина для подвески люльки; 3—средняя
поперечная балка
ми и боковинами.

Средние поперечные балки (из двух швеллеров № 18 каждая), поддержи-
вающие люльку, привариваются к швеллерам боковин. Этот узел усилен
уголками и перекрыт сверху и снизу косынками. Против поперечных балок,
между швеллерами боковины, вварены вертикальные рёбра жёсткости. В ко-
сынках имеются прямоугольные отверстия для пропуска через них державок,
к которым подвешивается люлька.

Надрессорная балка сварной конструкции состоит из четырёх швеллеров
№ 18 и двух накладок.

Для уменьшения звукопроводности подрессорная балка сделана’ из четы-
рёх дубовых брусьев размером 135 X 80 мм каждый и армировочных стальных
листов сечением 16 X 80 мм между ними.

Буксовые направляющие допускают постановку букс со скользящими и
роликовыми подшипниками. При буксах с роликовыми подшипниками между
лапами вставляются буксовые челюсти и свинчиваются с ними короткими
болтами с корончатыми гайками. В этом случае между челюстями получается
расстояние, равное 300 мм, соответствующее буксам с роликовыми подшипни-
ками (фиг. 198). При постановке букс со скользящими подшипниками к бук-
совым лапам приклёпываются с внутренней стороны вертикальные стальные
планки толщиной 16 мм и между ними вставляются типовые челюсти
тележек системы Фетте, которые свинчиваются с планками сквозными точё-
ными болтами с корончатыми гайками. При этом между челюстями получается
необходимое расстояние, равное 180 мм.

Надбуксовый балансир по своей форме подобен балансиру тележки систе-
мы Фетте, отличаясь от него большей толщиной.

В тележке ЦВТК надбуксовые пружины двухрядные из круглой стали.
Размеры пружин: Dr = 150 мм, dY = 33 мм, п± = 4,5 и О2 = 57 мм, d2 =
= 16 мм, п2 = 9,5. Центральное подвешивание состоит из пятирядных шести-
листовых рессор системы Галахова длиной 916 мм и сечением стали 75 X
X 10 мм (под котловым концом вагона поставлена семилистовая рессора).

Общий прогиб рессорного подвешивания тележки от нагрузки на пятник,
равной 1 т, составляет 8 мм.

Тара тележки составляет 6,87 т, база — 2,4 м.

Помимо описанной нормальной тележки ЦВТК (с осями II типа),
имеется тележка усиленная (см. фиг. 167), спроектированная Калинин-
ским вагоностроительным заводом.

Усиленная тележка имеет оси III типа и более мощную раму. В усиленной
балансирной тележке в случае замены букс с подшипниками трения сколь-
жения на буксы с роликовыми подшипниками не требуется переделки челю-
стей, так как габарит буксы с подшипниками скольжения сделан такой же,
как и габарит роликовой буксы (за счёт некоторого утяжеления корпуса
буксы).

В усиленной тележке ЦВТК наружная надбуксовая пружина имеет такие
>же размеры, как и в нормальной тележке, а внутренняя пружина более жёст-

кая: D2 = 85 мм, d2 = 19 мм, п2 = 8,5. Центральное подвешивание состоит
из пятирядных семилистовых рессор системы Галахова; сечение листовой ста-
ли 76 X 10 мм, длина рессор равна 850 мм.

Тара усиленной балансирной тележки составляет 7,4 т.

В тележках ЦВТК наблюдается значительный износ буксовых челюстей
и наличников букс. Износ появляется в результате постановки различных по
высоте надбуксовых пружин, неустойчивого положения балансира на кор-
пусе буксы и недостаточной жёсткости боковин рамы.

Тележки металлических вагонов длиной 23,6 м. Металлические ва-
гоны длиной 23,6 м первых выпусков имеют балансирные тележки. Часть
металлических вагонов имела тележки с продольными рессорами.

Тележки вагонов первого выпуска имели колёсные пары с колёсами
диаметром 950 мм и тормозные цилиндры, расположенные на боковинах
рамы тележки. Вследствие сильного выкрошивания поверхности катания ко-
лёс, неудобств при выкатке тележек с двумя тормозными цилиндрами и боль-
ших утечек воздуха в 1948 г. конструкция тележек изменена применительно
к диаметру колёс 1 050 мм, тормозные цилиндры с тележек сняты и заменены
одним цилиндром диаметром 14", установленным на раме вагона.

Рама тележки. Сварная рама 5 тележки (фиг. 199) состоит из двух
боковин замкнутого сечения, сваренных из двух швеллеров № 20, перекрытых
ТЕЛЕЖКИ С ДВОЙНЫМ РЕССОРНЫМ ПОДВЕШИВАНИЕМ
верхней и нижней накладками из листа толщиной 14 мм, двух средних попереч-
ных и двух крайних поперечных балок. Крайние поперечные балки имеют ко-
робчатое замкнутое сечение 140 X 120 мм и изготовлены из двух штампован-
ных балок, сваренных между собой по середине высоты балки. Средние по-
перечные балки свариваются из двух вертикальных листов и двух горизонталь-
ных накладок.

Таким образом, все основные балки рамы выполнены полыми трубчатого
сечения. Такая форма сечения обеспечивает при минимальном весе конструк-
ции необходимую прочность и жёсткость и особенно целесообразна при вос-
принятой крутящих моментов. Наибольшей экономии в весе балок можно
достичь при применении штампованных элементов.

Конны средних поперечных балок привариваются к внутренним стенкам
боковин. Места соединения средних поперечных балок и боковин перекрывают-
ся общей накладкой, привариваемой к балкам. Средние поперечные балки не-
сколько выгнуты и расположены ниже боковин.

Верхний шарнир для люлечных подвесок размещён между стенками сред-
ней поперечной балки 15 рамы и выполнен в виде валика, пропущенного через
вертикальные стенки балки, усиленные специальными шайбами (см. фиг. 175).
Шайбы предохраняются от износа сменными втулками. В средних поперечных
балках рамы имеются сквозные вертикальные отверстия для крепления предо-
хранительных скоб 16 люлечного подвешивания (фиг. 199). Кронштейны для
подвески и крепления рычажной передачи тормоза и тормозных цилиндров
приварены к раме тележки.

Буксовый узел. Буксовые лапы 11 выполнены из двух корытооб-
разных листов, собранных попарно. Над буксами 2 в боковине имеются выре-
зы для пропуска балансиров 1 надбуксового подвешивания (подобного подве-
шиванию тележки системы Фетте). Вертикальные части лап образуют на-
правляющие для букс и для предохранения от износа снабжены поставленны-
ми на заклёпках штампованными лицами 12. Осуществлённая в тележке рас-
становка челюстей обеспечивает замену букс с подшипниками скольжения на
буксы с роликовыми подшипниками. Опорные поддоны для надбуксовых пру-
жин 3 изготовлены в виде штампованных дисков: нижний поддон 13— съёмный,
на центрирующих шпильках, а верхний 14—приварной.

Однорядные надбуксовые пружины имеют следующие размеры: d = 36 мм,
D = 175 мм и п = 4,8. Однако такие пружины часто ломались, поэтому впо-
следствии они заменены двухрядными следующих размеров: наружная пружи-
на d=36 мм, D= 175 мм и м=4,8; гибкость 15,3 мм/т; внутренняя d= 19 мм,
D = ПО мм и п = 6,5; гибкость 66,4 мм/т.

Узел центрального рессорного подвешивания.
Люлечное подвешивание состоит из надрессорной балки 7, эллиптических рес-
сор 4, подрессорной балки 6, подвешенной на качающихся нерегулируемых по
длине и не имеющих промежуточного шарнира подвесках 8 длиной 2=458 мм
и с углом наклона а = 6°40'. Эллиптические рессоры — пятирядные семи-
листовые, системы Галахова с сечением листов 75 X 10 мм. Гибкость рессоры
10,0 мм/т. Общий прогиб рессорного подвешивания тележки от нагрузки в 1 т
(гибкость) 6,1 мм/т.

Подрессорная балка изготовлена из штампованного листа и имеет в се-
редине отверстия для уменьшения веса. Своими концами она свободно опи-
рается на кованые балки 17, цапфы которых проходят через проушины люлеч-
ных подвесок.

Надрессорная балка выполнена в виде бруса равного сопротивления
изгибу и имеет коробчатый замкнутый профиль. На этой балке укреплены бо-
ковые скользуны 9 с плоскими чугунными вкладышами, поставленными на
резиновые прокладки, и так называемый плавающий подпятник 10 с двумя
резиновыми кольцами и прокладкой между ними1.

1 В вагонах последних выпусков плавающие подпятники с резиновыми проклад-
ками не ставят, а применяют подпятники с донышком.


Фиг. 200. Замковый шкворень:
а—шкворень; б—установка шкворня

Пятник1 соединяется' с подпятником замковым шкворнем, состоящим
из двух полушкворней и замка, расположенного между ними (фиг. 200).

Наличие фланцев на концах шкворня обеспечивает соединение кузова
вагона с надрессорной балкой, а последняя при помощи предохранительных
скоб 16 (см. фиг. 199) и соединяющих их верхние концы горизонтально располо-
женных балок связана с рамой тележки. Таким образом, замковый шкворень
обеспечивает прочную связь кузова вагона и тележки и подъёмку вагона
вместе с тележкой. Чтобы вынуть шкворень, следует удалить среднюю замко-
вую часть, а затем и оба полушкворня.

Вес тележки (без привода к динамомашине) составляет около 8,5 т,
база — 2,7 м. Колёсные пары имеют оси III типа и колёса диаметром 1 050 мм\
буксы с подшипниками скольжения. Недостатками тележки является большой
её вес и сложность изготовления рамы. Одним из средств снижения веса являет-
ся уменьшение базы тележки.^

Во время испытания тележки металлического вагона длиной 23,6 м по-
казали удовлетворительные _ходовые качества, но при скоростях свыше
70 км/час наблюдались за-~
метные колебания галопиро-
вания с частотой около 7,8 гц.

В 1950 г. изготовление
тележ к описанной конструк-
ции рекращено в связи
с освоением производства бо-
лее совершенных бесчелюст-
ных тележек.

Бесчелюстные тележки.
Первые бесчелюстные тележ-
ки построены в 1940 г. на Ка-
лининском вагоностроитель-
ном заводе для мягкого вагона
длиной 20,2 м. Эти тележки
проектировались на базе
тележек ЦВТК и отличались
от последних конструкцией
буксового узла: тележки

дольные перемещения колёсных пар ограничивались силами поперечной
упругости надбуксовых пружин, опирающихся на поддоны (кронштейны),
отлитые заодно с корпусами букс; внутри пружин располагались предохрани-
тельные колонки (шпинтоны), верхние концы которых прикреплены к бокови-
нам рамы, а нижние (штыри) пропущены через отверстия в поддонах корпусов
букс.

Опыт эксплуатации этих тележек показал, что они свободны от свойствен-
ного другим типам тележек существенного недостатка — интенсивного из-
носа деталей буксового узла (букс и их направляющих). Бесчелюстные тележ-
ки имеют более простую конструкцию и меньший вес, они менее сложны в изго-
товлении и требуют меньшего ремонта, чем тележки с челюстями. Поэтому
в 1948 г. была построена опытная партия бесчелюстных тележек (фиг. 201),
спроектированных на базе тележки металлических вагонов длиной 23,6 м, но
с принципиально отличной конструкцией буксового узла (см. фиг. 85).

Надбуксовые пружины, воспринимая нагрузку от рамы тележки, пере-
дают её на буксу-балансир через стальные и резиновые шайбы.

Для ограничения поперечных и продольных перемещений буксы при ава-
рийных толчках и изломах надбуксовых пружин к бокфвинам рамы прикреп-
лены болтами колонки (шпинтоны) со штырями, проходящими через отверстия
в кронштейнах (поддонах) корпусов букс. Зазоры между штырём и стенкой
отверстия в кронштейне составляют 10 мм на сторону. На концах штырей
поставлены гайки, предохраняющие от соскакивания кронштейнов буксы
со штырей в случае схода тележки с рельсов.

не имели челюстей, а поперечные и
Горизонтальные толчки в этой тележке амортизируются резиновыми про-
кладками и поперечной упругостью надбуксовых пружин, имеющих следующие
размеры: d = 40 мм, D = 200 мм, п = 4,4 и гибкость 13,7 мм/т.

Фиг. 201. Бесчелюстная тележка металлического вагона длиной 23,6 м

Как показали испытания, во время движения вагона поперечные и про-
дольные перемещения букс не превышают 3 — 4 мм на сторону и только при
сильных соударениях вагонов (скорость набегающего вагона 5 км/час) продоль-
ное перемещение букс до-

стигает 8 мм, что соответ-
ствует усилию, равному
1 130 кг на каждую пру-
жину.

Поскольку тележка не
имеет балансиров, боковины
рамы выполняются без выре-
зов для них, имея по всей
длине коробчатое замкнутое
сечение.

Тара бесчелюстной те-
лежки равна 8 т.

Проведённые ЦНИИ и
НИБ испытания бесчелюст-
ных тележек показали, что
они обладают более спокой-

Л с	ным и плавным ходом, чем

Фиг. 202. Букса с роликовыми подшипниками	, ’

бесчелюстной тележки металлического вагона тележки старых ТИПОВ (систе-
мы Фетте, безбалансирные,
ЦВТК и др.). Поэтому бесчелюстная тележка с 1950 г. принята в качестве
типовой для металлических вагонов длиной 23,6 м.

В 1951 г. начато изготовление опытных партий бесчелюстных тележек,
имеющих буксы с роликовыми подшипниками.

Буксовый узел бесчелюстной тележки изображён на фиг. 202.

Общий прогиб рессорного подвешивания тележки от нагрузки 1 т
(гибкость) составляет 6,2 мм/т.
В 1951 г. в тележках металлических вагонов первых выпусков начали
обнаруживаться усталостные трещины в верхнем листе надрессорной балки
в месте расположения подпятника. Появление указанных трещин может быть
объяснено вибрацией верхнего листа надрессорной балки, недостаточно под-
креплённого вертикальными усиливающими рёбрами.

С 1952 г. вагоностроительные заводы начали выпускать вагоны с тележ-
ками, имеющими литые надрессорные балки.

В вагонах последних выпусков составные накладки в средней части бо-
ковин рамы тележек заменены сплошными.

9.	ТЕЛЕЖКИ С ТРОЙНЫМ РЕССОРНЫМ ПОДВЕШИВАНИЕМ

Первые конструкции тележек с тройным рессорным подвешиванием по-
явились на железных дорогах России в 1897 г. в пассажирских вагонах даль-
него следования и служебных.

-<LW

д\

Фиг. 203. Тележка тройного подвешивания (курортного типа)

Тележка вагонов длиной 20,2 м (курортного типа)1. Тележка с тройным
рессорным подвешиванием (фиг. 203) имеет боковины 1 рамы, изготовленные
из плоских листов, усиленных по контуру угольниками. Средние и крайние 2’

1 Название «курортной» тележка получила по вагону, который предназначался,
для перевозки курортников.
Фиг. 204. Тележка системы Рыковского

поперечные балки изготовляются из швеллера № 18. Кроме двух пар верхних
средних поперечных балок, имеются две нижние связи 3 из уголков (75 X
X 75 X 10 лш). Средние продольные 4 и диагональные 5 балки также выпол-
нены из уголков сечением 75 X 75 X 10 мм. Балки соединены между собой
угольниками и накладками.

Люлька с подвесками глухого типа имеет обычное устройство.

Надбуксовые листовые рессоры 6 соединяются с рамой посредством под-
весных болтов 7, пружин 13 и кронштейнов 8. Подвесные болты имеют под-
доны 9. Для предупреждения падения рамы на буксу в случае обрыва подвес-
ных болтов или излома рессор над каждой рессорой поставлены упоры 10,
-приклёпанные к раме.

Челюсти тележек, прикреплённые непосредственно к боковине рамы,
;имеют внизу^прочные ушки 11, между которыми вставляется распорная труб-
ка 12, после чего ушки свинчи-
ваются длинным болтом. Такая
буксовая струнка является до-
статочно прочной и обеспечи-
вает жёсткость буксового вы-
реза листа боковины.

Наличие значительного ста-
тического прогиба рессорного
подвешивания тележки обеспе-
чивает достаточную плавность
хода в вертикальном направле-
нии, но в то же время является
отрицательным фактором, вызы-
вающим боковую качку с боль-
шими амплитудами колебаний.
К другим недостаткам этой те-

лежки следует отнести интен-
сивное истирание буксовых

пазов в случае неодинаковой
•осадки пружин и появление трещин в боковинах и угловых ко-
сынках рамы вследствие эксцентричной передачи нагрузки от надбуксовых
рессор на раму тележки. Указанные недостатки и малая грузоподъёмность
тележки не позволили её применить в новых вагонах.

Общий прогиб рессорного подвешивания тележки от нагрузки, равной
1 т, под котловым концом вагона составляет 10 мм и некотловым — 10,5 мм.

Тара тележки составляет 7,3 /и, база — 2,35 м.

Тележки системы Рыковского. Эти тележки (фиг. 204) были впервые
построены в 1906 г. на б. Московско-Казанской ж. д. Такие тележки имели

изотермические и двухэтажные пассажирские вагоны системы Рыковского.
Клёпаная рама 16 этой тележки опирается на пружины 1, лежащие непос-
редственно на буксах 2. В патрон 3 вставлена на чеке 17 труба 5, конец ко-
торой связью 6 соединён с такой же трубой противоположного конца тележки;
к буксе прикреплены две скобы 7, обхватывающие трубу 5, которая и служит
направляющей при перемещениях буксы в вертикальном направлении.

Тележка системы Рыковского имеет две продольные листовые рессоры-
балансиры 8, опирающиеся на подвески 9, которые проходят через патрон 10
•и пружину //; над шайбой 12 имеется гайка 13 с контргайкой.

Надрессорная балка 14 лежит непосредственно на хомутах 15 рессор-
'балансиров 8. В раме тележки укреплён тормозной цилиндр. База тележки
равна 1,6 м.

Дальнейшим видоизменением тележки системы Рыковского являются

построенные в СССР тележки для 25-.И металлических пассажирских вагонов
и автомотрис. К этому же типу принадлежат тележки металлических пассажир-
ских вагонов (купейных жёстких и ресторанов) длиной 23,6 м первого выпуска
|(фиг. 205).
Главной особенностью этих тележек является отсутствие у них люльки,
роль которой выполняют листовые рессоры 7, расположенные вдоль боковин
2 и соединённые с ними шарнирно при помощи продолговатых кольцевых се-
рёг 3 или же подвесных болтов. Такое расположение рессор 1 (расставленных
на значительном расстоянии одна от другой) повышает поперечную устойчи-
вость кузова и уменьшает боковую качку.

Продольная девятилистовая рессора 1 собрана из листов с поперечным
сечением 120 X 20 мм; выпрямленная длина рессоры равна 1 640 мм.

К хомутам рессор 1 прикрепляется надрессорная балка 4, которая может
перемещаться относительно рамы тележки в вертикальном и поперечном на-
правлениях.

Подпятник и боковые скользуны имеют прокладки из износоустойчивой
пластмассы. Продольное расположение листовых рессор центрального подве-
шивания связано с увеличением базы тележки до 3 м. Высокий коэффициент

Фиг. 205. Тележка с продольной рессорой металлических вагонов
длиной 23,6 м

относительного трения этих рессор является одной из причин возникновения
жёстких вертикальных толчков и вибрации стенок кузова при больших ско-
ростях. Вследствие недостаточной длины подвесок 3 продольной листовой
рессоры 1 получается слишком большая возвращающая сила при попе-
речных отклонениях кузова и появляются жёсткие удары в боковом направ-
лении.

Надбуксовое рессорное подвешивание тележки состоит из шестилистовой
рессоры 5 длиной 900 мм и сечением стали 120 X 13 мм и двух цилиндриче-
ских пружин 6.

Пружины изготовлены из прутка диаметром 28 мм; средний диаметр
пружины — 145 мм, число рабочих витков — 7,5.

В вагонах постройки 1949 г. тележки имеют колёсные пары с осями III
типа и колёсами диаметром 950 мм, а в вагонах-ресторанах постройки 1951—
1952 гг. с диаметром колёс 1 050 мм. Вес тележки равен 6,5 т.

Вследствие наличия в этих тележках вышеуказанных недостатков их из-
готовление прекращено и при плановых видах ремонта вагонов тележки с про-
дольными рессорами заменяются бесчелюстными тележками.

10.	ТРЁХОСНЫЕ ТЕЛЕЖКИ

Как указывалось выше, при двухосных тележках наибольший вес вагона
брутто допускается 82 т для грузового и 72 т для пассажирского вагона.
Для вагонов грузоподъёмностью 90 — 120 т при сохранении наибольшей
допускаемой нагрузки на рельсы, равной 20,5 т, требуются трёх- и четырёх-
осные тележки.

Трёхосная тележка для 90—ЮО-тп грузовых вагонов
(фиг. 206) и тяжёлых тендеров паровозов имеет сочленённые боковины. Левая
(пофигуре) часть боковины соединяет буксы средней и левой колёсных пар, как
в обычных двухосных тележках. Правая часть боковины опирается правым
концом на буксу правой колёсной пары, а левым отростком соединяется при
помощи валика с дополнительной верхней балкой. Дополнительная балка
опирается своим правым концом на середину правой части боковины, левым
вилкообразным концом обхватывает левую часть боковины, не касаясь её,ги
передаёт нагрузку непосредственно на надрессорную балку левой половины
тележки. Обе надрессорные балки соединены вместе продольными балками,
на середине которых укреплена прочная поперечина с подпятником и сколь-
зунами.

Фиг. 206. Трёхосная тележка грузовых вагонов

На фиг. 207 показана схема распределения нагрузки между колёсными па-
рами этой тележки.

Обозначим нагрузку, передаваемую на подпятник тележки, через Р,
и определим нагрузку, приходящуюся на каждую колёсную пару. Пра-
Р

вая надрессорная балка нагружена силой — . Левый конец правой боко-

вины загружает при этом левую надрессорную балку силой Сг =

1

3* 2 " 6 ‘

Фиг. 207. Схема распределе-
ния нагрузки в трёхосной те-
лежке

Поэтому левая надрессорная балка нагруже-
на силой

2+С1-Т+6“3^-

Нагрузки на колёсные пары Л, В и С
определяются из следующих выражений:

Следовательно, принятые длины плеч балок обеспечивают равномерную
нагрузку на все три колёсные пары.

Трёхосные тележки пассажирских вагонов име-
ются в некоторых динамометрических, служебных и других пассажирских ва-
гонах с тарой более 60 т. Такая тележка с тройным рессорным подвешиванием
имеет две люльки, расположенные между средней и крайними колёсными па-
рами. Рама тележки, надбуксовое рессорное подвешивание и люльки однотип-
ны с двухосными тележками тройного рессорного подвешивания. Надрессор-
ные балки не имеют подпятников и скользунов; они соединяются между собой
двумя продольными балками, на серединах которых укрепляется прочная по-
перечина с подпятником и скользунами, передающая нагрузку через продоль-
ные балки поровну на каждую надрессорную балку.

Среди части специалистов-вагонников существует мнение, что трёхосные
тележки обладают лучшими ходовыми качествами по сравнению с двухосными.
Такое предположение опровергается экспериментами. Например, на Северо-
Кавказской ж. д. у некоторых вагонов трёхосные тележки были заменены двух-
осными, и ухудшения плавности хода не наблюдалось.

11.	ПРОВЕРКА ВПИСЫВАНИЯ ТЕЛЕЖКИ В РАМУ
ВАГОНА

Проверка вписывания тележки в раму вагона производится с целью устранения
возможности соприкасания частей тележки и рамы вагона во время движения по кри-
вым участкам пути.

Наибольший угол между продольными осями кузова и тележки образуется тогда,
когда одна из тележек находится в положении наибольшего перекоса, а вторая—сдви-
га к внутреннему рельсу (фиг. 208), соответствующего контакту гребней колёс обеих
колёсных пар с внутренним рельсом.

Такое положение вагона на кривых соответствует наибольшему углу между про-
дольными осями кузова и рамы тележки.

Предполагая, что колёсные пары относительно рамы тележки не имеют переме-
щений в продольном и поперечном направлениях, обусловленных наличием зазоров
между челюстями в пазах букс и разбегов подшипников на осевых шейках, определим
теоретически наибольший угол между продольными осями кузова и тележки.

Как следует из фиг. 208, наибольший угол Ф равен

Ф = Ф1 + Фа + Фз-

С достаточной степенью точности можно принять, что
е	13	е

Ф1«1§Ф1=2^; ф,= tg ф2« у; Фз = 1’фа=у;

тогда
,_________________________________£1 ,	е

2/,т R + 4/, ’

где е—полный зазор между гребнями колёс и головками рельсов в кривой;

2Za—база тележки;

2/3—база вагона;

R — радиус кривой.

Фиг. 208. Вписывание тележки в раму вагона

Выведенная формула позволяет вычислить для четырёхосного тележечного вагона,
расположенного на кривой, горизонтальное перемещение кузова относительно габарита
и относительное перемещение тележки и рамы кузова вагона.

Рассмотрим случай перемещения относительно вагонной рамы какой-либо точки
М, связанной неподвижно с рамой тележки.
Координаты а и b точки М взяты относительно осей симметрии рамы тележки
ОХ и 0Y (при этом ОХ—ось тележки, проходящая через центр шкворня, совпадающая
на прямом пути с продольной осью вагона).

Координаты х, у той же точки Л1 в новом положении тележки на кривой, когда
продольная ось рамы вагона повернулась на угол ф относительно продольной оси сим-
метрии рамы тележки, определяются последующим формулам аналитической геометрии:

х = a cos ф — b sin ф;
у = b соэф + asin^.

12.	РАСЧЁТНЫЕ НАГРУЗКИ

При расчёте на прочность тележек учитываются следующие виды нагрузок:

1)	вертикальные — статическая и динамическая;

2)	вертикальная кососимметричная;

3)	боковая — от центробежной силы и ветра;

4)	от направляющих усилий рельсов и сил трения между колёсами и рель-
сами, возникающих при движении по кривым участкам пути;

5)	продольная от сил инерции при торможении;

6)	от действия рычажной передачи тормоза.

Все перечисленные нагрузки принимаются действующими статически.
Напряжения в деталях тележки определяются от наиболее невыгодного соче-
тания этих нагрузок. Допускаемые напряжения принимаются согласно при-
ведённым выше данным (см. табл. 2).

Вертикальная нагрузка. Вертикальная статическая нагрузка от тележки
на рельсы может быть определена по формулам:

исходя из допускаемой нагрузки от оси на рельсы

Pi6p = 2-2N6p	(277)

или исходя из веса вагона брутто

Р1бР = Рбр^ц,	(278)

где 2Мбр— допускаемая нагрузка от оси на рельсы;

Рбр — расчётный вес брутто вагона;

Г — расстояние от поперечного сечения вагона, проходящего через
его центр тяжести, до более удалённой от этого сечения те-
лежки;

2/3 — база вагона.

По формуле (277) обычно определяется Р\бр для тележек грузовых
вагонов, так как их грузоподъёмность часто устанавливается с учётом
полного использования допускаемой нагрузки от оси на рельсы; при
этом обеспечивается взаимозаменяемость тележек грузовых вагонов.

Определение Р\бр для тележки пассажирских вагонов целесообразнее
производить по формуле (278) ввиду того, что вес брутто пассажирских
вагонов колеблется в сравнительно широких пределах и расчёт по фор-
муле (277) приводит к неоправданному завышению тары вагонов.

Обычно под оба конца кузова вагона подкатываются одинаковые по
прочности и конструкции тележки.

При необходимости иметь под вагоном разные по прочности тележки рас-
чётная нагрузка менее нагруженной тележки определяется по формуле

P[6p = p6p2J^Lt	(279)

Вертикальная статическая нагрузка, приходящаяся на отдельную
деталь тележки, определяется из выражения
где q — вес частей и укреплённого на них оборудования (тормозного»
электрического и т. п.) вагона, через которые передаётся на
рельсы нагрузка, воспринимаемая деталью;

п — число одноимённых, параллельно нагруженных деталей;

Р\бр—имеет прежнее значение.

Так, например, для надрессорной балки: q — вес тележки без веса надрес-
сорной балки, а п = 1; для боковины тележки грузового вагона: q — вес
колёсных пар с весом букс или без них в зависимости от типа боковины, а
п = 2; для рамы тележки пассажирского вагона (жёсткая рамная конструкция):
q — вес колёсных пар, букс и деталей надбуксового рессорного подвешивания»
а п = 1.

Вертикальная динамическая нагрузка определяется умножением верти-
кальной статической нагрузки на коэффициент динамической добавки kdt опре-
деляемый по формуле (45).

Фиг. 209. Схемы загружения вертикальными нагрузками боковины тележки грузового
вагона:

а—сборная поясная тележка без распределительной балочки; 6—то же с распределительной балоч-
кой; «—литая боковина (нагрузка изображена в виде трёх сил, пропорциональных жёсткости рес<
сор и пружин рессорного комплекта)

На фиг. 209 показаны схемы загружения вертикальными нагрузками бо-
ковины тележки грузового вагона, а на фиг. 210—рамы тележки пассажир-
ского вагона. Активные и реактивные силы в последней схеме симметричны
относительно продольной и поперечной осей тележки.

Вертикальная кососимметричная нагрузка. Эта нагрузка обычно учиты-
вается только при расчёте рам тележек, представляющих конструкцию, со-
стоящую из боковин, жёстко связанных между собой поперечными балками.
Такая конструкция применяется почти исключительно в рамах тележек пас-
сажирских вагонов.

Фиг. 210. Схема загружения
вертикальными нагрузками ра-
мы тележки пассажирского^1
вагона

Фиг. 211. Схемы загружения вертикальной кососим-
метричной нагрузкой рамы тележки:

а—при боковых опорах на буксе; б—при центральной опоре
на буксе

На фиг. 211 показаны схемы загружения вертикальной кососимметричной
нагрузкой рамы тележки. Эта нагрузка является уравновешенной и состоит
из равных по абсолютной величине вертикальных сил; силы, расположенные
по одной диагонали, действуют вверх, а по другой диагонали—вниз.

Сумма реакций надбуксовых рессор равна вертикальной статической на-
грузке на тележку, но реакции отдельных комплектов рессор обычно не равны
между собой. Это является результатом неравенства жёсткостей и фабричных
стрел рессор, неодинаковых отклонений опорных поверхностей рамы от ее
теоретической плоскости, неровностей пути и других причин, обусловленных
допусками на изготовление и износами.
Разность между действительной реакцией рессорного комплекта и теоре-
тической (при распределении обрессоренного веса поровну между рессорными
комплектами) равна силе Рк— со-
рст	ставляющей кососимметричной на-

грузки.

Фиг. 212. Схема деформации рамы
тележки под действием кососимметричной
нагрузки

Так как система сил Рк само-
уравновешена, то значение их не
может быть найдено из условий
статики. Для определения Рк рас-
сматриваются совместно деформа-
ции и перемещения рамы тележки
и рессор. Деформация рамы те-
лежки под /действием кососиммет-
ричной нагрузки изображена на
фиг. 211 пунктиром.

Величина, обратная прогибу
5* четверти рамы, при Рк — 1 (фиг.
211,6), условно называется косо-
симметричной жёсткостью

1
рамы жк , т. е.	.

° к

Под кососимметричной жёсткостью рамы тележки, загруженной, как
показано на фиг. 211, а, понимают величину, обратную групповому пере-

Рк

мещению четверти рамы от сил — при Рк= 1.

Обозначим:

жк — кососимметричная жёсткость рамы;

ж±, ж2, ж3 и ж± — соответственные жёсткости надбуксовых комплек-
тов рессор;

Ahlt Д/г2, ДЛ3 и Д/г4— отклонения их высот от номинальных размеров;

?!, г2, ?з и г4— вертикальные смещения опор надбуксовых рессор
вследствие отклонений рельсового пути от горизон-
тальной плоскости.

На фиг. 212 изображена схема деформации рамы тележки под дей-
ствием кососимметричной нагрузки. Контур 1-2-3-4 представляет положе-
ние теоретической плоскости рамы, имеющей номинальные размеры в мо-
мент начала соприкасания её с надбуксовыми рессорами, а Г-2'-3'-4'—
её положение после перемещения опор вследствие деформации рессор
и рамы, наличия отклонения от номинальных размеров и смещений, обус-
ловленных неровностями пути.

Перемещение центра рамы определяется из выражения

= П- + 33- = 2-2- + 44'	(281)

Перемещения 1Г, 22\ 33' и 44'[равны:

__,	/ р	\ 1 р

11 = [^ — р\	+

у 4 к) ж1 жк	1

22'- (	+ pj А + А + ДА, + г,

IP	\ 1	р	(2821

33_ Аа-р, _--_2.+Дйа + га

\ “	/ JiV з	«Ль к

44'=	+ —+ ДЛ4 + г4

\ “	/ iZftz 4	лъ fQ

J
В этих формулах вертикальные перемещения вниз приняты положи-
тельными, вверх — отрицательными.

Подставляя перемещения, определяемые выражением (282), в формулу
(281), после преобразования получаем

Р

Zi — 22 z3 — z4 -f- Д/ц — ДЛ2 4“ АЛ3 — ДЛ4
±+± + -L+JL + A_
/wz»	Л/z»	ЛЛ/i	гщ*	fMf*

\ЛС 1	JTV2	Лги 3	Лги 4	К

Р^{ J__1 J_____L\

4 \ 3»! Жй'ж3 ж4)

±+±+±+±+J-'

Жг Ж2 Жз ж4 жк

(283)

Аналогично вертикальным смещениям, вызываемым неровностями пути
гп и отклонениями в размерах рессор &hn, могут быть учтены и другие
допуски и износи.

ЦНИИ и НИ Б рекомендуют определять кососимметричную нагрузку
по формуле

р = Q5 ^1^5—
Жб 4-

кг,

(284)

где Жб — жёсткость комплекта рессор над одной буксой в кг/см\
жк — кососимметричная жёсткость рамы в кг/см.

В этой формуле различные производственные и эксплуатационные до-
пуски учитываются эквивалентным вертикальным смещением только одного
колеса на величину z= 1,6 см.

Формула (284) выводится из выражения (283), если в последнем по-
ложить:

А /ц = А й2 = Д Л3 = А Л4 = 0,

= ж2 = Ж3 = ж± = Жб

и учесть также, что при опускании только одного колеса на величину г по-
лучим

z3 = z4 = 0 и ?! — z2 = — z;
S

здесь 2&2 — расстояние между серединами шеек оси колёсной лары (262=
= 203,6 см — для оси III типа) и s — расстояние между кругами катания
колёсной пары (s=158 см — при стальных колёсах).

В расчёте бессвязевых тележек грузовых вагонов вертикальная косо-
симметричная нагрузка обычно не учитывается, а в тележках со связью
эту нагрузку следует учитывать только для оценки прочности связи в тех
случаях, когда жёсткость последней на кручение достаточно велика.

Вследствие неровностей пути, неравенства кругов катания колёс или
других причин, связанных с производственными допусками и эксплуата-
ционными износами, середины шеек колёсных пар обычно не находятся
в одной плоскости. Предположим, что середина одной из шеек имеет вер-
тикальное отклонение г от плоскости, проходящей через три остальные.
Тогда одна боковина тележки повернётся относительно другой на угол
2

> гДе 2/2 — база тележки. Зазоры между направляющими надрес-
. Zl2

сорных балок и колонок обычно достаточны, чтобы допустить взаимный
поворот боковин без защемления надрессорной балки.

В бессвязевых тележках взаимный поворот боковин отразится только
на незначительном перераспределении нагрузок на отдельные рессоры и
пружины рессорного подвешивания; в тележках же с поперечной связью
16 Вагоны
этот поворот, кроме того, вызывает закручивание связи на угол <р. Кру-
тящий момент, который при этом воспринимает связь, равен

Мк =



(285)

где I — расчётная длина связи;

jd — момент инерции сечения связи на кручение;
G — модуль сдвига.

Боковая нагрузка. Боковая нагрузка от центробежной силы и ветра опреде-
ляется по приведённым выше формулам (49) и (50). Боковая нагрузка вызы-

Фиг. 213. Смещение центра тяжести
кузова

вает перераспределение вертикаль-
ной нагрузки между элементами те-
лежек, загружая дополнительно одни
элементы и разгружая другие, а так-
же загружает тележки в горизойталь-
ном направлении. Горизонтальные
силы, вызываемые боковой нагруз-
кой, обычно учитываются совместно
с горизонтальными силами взаимо-
действия колёс с рельсами, возникаю-
щими при движении вагона по кривым
участкам пути.

При определении вертикальных
нагрузок, вызываемых боковыми си-
лами, для тележек, имеющих мягкое
рессорное подвешивание, а также
люльку, дополнительно учитывается
боковое горизонтальное смещение
центра тяжести кузова (фиг. 213),
происходящее вследствие крена на

рессорах и горизонтального отклонения люльки.

Обозначим (фиг. 213):

Р — угол между надрессорной и подрессорной балками;

Рг — угол между плоскостью рамы тележки, проходящей через верхние
шарниры люлечных подвесок, иосью колёсной пары;

е — угол поворота под рессор ной балки;

а — угол наклона люлечных подвесок (в неотклонённом положении);

Л — длина люлечных подвесок;

2&з — расстояние между серединами комплектов люлечных рессор, равное
обычно расстоянию между нижними шарнирами люлечных подвесок;

2&2 — расстояние между серединами комплектов надбуксовых рессор,
равное обычно расстоянию между серединами шеек оси, колёсной

пары;

В — расстояние между, верхними шарнирами люлечных подвесок; В ==
= 2&3—22 sin а;

у — смещение подрессорной балки;

zK — подъём середины подрессорной балки;

hc — расстояние от оси колёсной пары до центра тяжести кузова;

h — расстояние от оси колёсной пары до равнодействующей боковой

нагрузки;

Рст — вес частей вагона, приходящийся на люлечные рессоры одной
тележки;

Н — равнодействующая боковых сил, приходящихся на одну тележку;
Н = С+Нв-,

ж3 — жёсткость комплекта люлечных рессор на одном конце люльки;
ж2— жёсткость надбуксовых рессор одной стороны тележки;

<р3 — коэффициент относительного трения люлечных рессор;

<р2 — коэффициент относительного трения надбуксовых рессор.
Составляя уравнения равновесия моментов внешних сил и реакций
люлечных и надбуксовых рессор, соответственно получим 1:

Рет hc (₽ + h - е) + Hh =2ж3 bit + ?3	2Ь3,	(286)

Рет hc (₽ + ₽2 - О + РетУ + НИ=2ж3 bl |32 + <р2	2Ь3.	(287)

В уравнениях (286) и (287) в правой части первые члены выражают
моменты упругих сил, а последние члены — моменты сил трения в рес-
сорах. При отсутствии трения в надбуксовых или люлечных рессорах
формулы (286) и (287) остаются справедливыми, если в них соответствую-
щие коэффициенты относительного трения положить равными нулю.

Для вывода уравнения равновесия люльки применим принцип возмож-
ных перемещений. За возможные перемещения примем бесконечно малые
изменения смещений подрессорной балки: поперечного dy, её подъёма»
dzK и поворота de. Тогда сумма работ сил, действующих на люльку,,
на бесконечно малых перемещениях dy, dzK и de в случае равновесия
должна быть равна нулю:

(Н + Рст%) dy - Рст dzK - [Pcmhc Ф + 02 - е) + Hh] d e = 0.	(288)

Согласно приводимым выше формулам (275) и (276)

f У*ёл „ , У2
b3	'c-22cosa’

следовательно,
de. = —^—dy	(289)

Оз
и

dzK =	— dy.	(290)

Л cos a *	v z

Подставляя выражения (289) и (290) и значение е в уравнения (286),
(287) и (288) после преобразований получаем

(2жгб5 — Pcmhc) ₽ — Pcm'hc р2 + Pcmhc^y = Hh — <р3 Рст b3
°3

- Р'М + (2^2 bl - Pcmhc) р2- Рст (1	у =

= Hh-^Pcmb2

>	/ a

h ~—
ст с ь3

ст



1 tg2 a
Acosa

(291)

= Н(1-Ц^
V ь3



У = 

Определив из системы уравнений (291) [3 и {32, находим прогиб рес-
сор под действием боковых сил:

люлечных

А/з5=М;	(292)

надбуксовых

(293)

1 Для упрощения расчёта принимается, что опоры люлечных рессор, нижние
шарниры люльки и опоры надбуксовых рессор расположены в плоскости, проходящей

через оси колёсных пар.
При помощи формул (292) и (293) найдём дополнительные вертикаль-
ные нагрузки на рессоры, вызываемые действием боковых сил. Эти на-
грузки составляют:

для комплекта рессор на одном конце люльки

.Р3б = ж3 &f3g 4- <Рз	(294)

для{комплекта рессор на одной буксе

ря ____	f26 _1_ со

2б — ж2 с) Т ?2	•

(295)

В’формулах (294) и (295) последние члены правой части учитывают

реакции сил трения в рессорах.

На фиг. 214 показана схема загружения рамы тележки вертикаль-

ными нагрузками, вызываемыми
действием боковых сил.

Реакции люлечных подвесок
Рл, перпендикулярные плоскости
рамы, равны

Рл =	.	(296)

Система сил, показанная на

Фиг. 214. Схема загружения рамы тележки фиг. 214, антисимметрична отно-
вертикальными нагрузками, обусловленными сительно продольной оси рамы и
действием боковых сил	симметрична относительно попе-

речной оси.

Для тележек, не имеющих надбуксового рессорного подвешивания и
люльки, угол крена кузова р при действии боковых сил определяется из
уравнения (286), если принятье нём (32 = г = 0. В этом случае уравнение
(286) принимает вид

Pemh£ + НИ=2ж1Р (3 +	2Ь,

(297)

где, кроме ранее обозначенных величин, ж — жёсткость комплекта рес-
сор с одной стороны тележки, ср — коэффициент относительного трения
рессорного комплекта, 2Ь — расстояние между серединами рессорных ком-
плектов.

Из уравнения (297) находим

’Hh-<?Pemb
2жЬ2—РстКс

!.(298)

После определения угла (3 по формуле (298) прогиб рессорного ком-
плекта и дополнительная вертикальная нагрузка находятся из выражений:
прогиб

=	(299)

дополнительная вертикальная нагрузка

Рб = д ?бж + ? “f5 •

(300)

Если жёсткость рессорного комплекта достаточно велика, а следо-
вательно, угол [3 мал, то последним пренебрегают. Тогда дополнительная
вертикальная нагрузка на рессорный комплект определяется более про-
стым выражением, вытекающим из условия равновесия кузова на рессо-
рах без учёта их деформаций

рб=^-	(301)

Дополнительные вертикальные нагрузки на боковины тележек грузо-
вых вагонов обычно определяют по формулам (300) или (301). Приложе-
ние этой нагрузки к нижнему поясу боковины производится по схемам
фиг. 209 в зависимости от конструкции боковины.

Возможные схемы загружения надрессорной балки при действии вер-
тикальной и боковой нагрузок изображены на фиг. 215.

Фиг. 215. Схемы загружения надрессорной балки в вертикальной плоскости
и эпюры изгибающих моментов

Выражение суммы моментов сил Р и Н относительно продольной
оси вагона, проходящей через точку А края подпятника, имеет вид
(фиг. 215, а)

(302)

где ввиду малости угла наклона (У надрессорной балки по отношению
к горизонту принято cos (У = 1 и sinp' = p'. Обычно величиной р'
вследствие малости по сравнению с h' можно пренебречь; тогда выраже-
ние (302) принимает вид

М — Hh’ — р(-^ —	(303)

При М < 0, т. е. при Hh' < Р ------h'c (3 ' j , пятник всей своей опор-

ной плоскостью лежит на подпятнике и, следовательно, кузов не опирается
на боковые скользуны.

При 714 >0, т. с. при Hh' > Р -----или < hc р [линия дей-

ствия силы выходит за наружный контур подпятника (фиг. 215, в)], кузов
поворачивается вокруг оси, проходящей через точку Л, и опирается
одновременно на скользун и точку А подпятника.

При 714 = 0 (неустойчивое положение кузова) возможно опирание
кузова либо только на подпятник, либо одновременно на подпятник и
скользун. В случае 714 = 0 вес брутто кузова передаётся надрессорной
балке в виде сосредоточенной силы, приложенной в точке А (фиг. 211,6).
Так же передаётся вес брутто кузова надрессорной балке при 714 > 0
до момента соприкосновения с боковым скользуном.

С увеличением опрокидывающего момента от силы Н уменьшается
реакция рессор А± и увеличивается реакция Л2. Вследствие такого изме-
нения реакций эпюры изгибающих моментов в надрессорной балке, соот-
ветствующие трём возможным загружениям (714 < 0; 714 = 0; 714 > 0), имеют
вид, изображённый на фиг. 215, а. На этой же фигуре нанесена для
сравнения эпюра изгибающих моментов только от вертикальной нагрузки
(Н = 0)- Из эпюр следует, что для сечения по середине балки наиболее
опасной является вертикальная нагрузка при отсутствии боковой нагрузки;
для сечения по краю подпятника наиболее опасной является нагрузка, со-
ответствующая М = 0; для сечения по середине бокового скользуна —
нагрузка, соответствующая М > 0.

Силы, возникающие под действием боковых нагрузок и усилий
взаимодействия колёс с рельсами при движении тележки по кривому
участку пути. Метод определения сил, возникающих при прохождении
кривой, изложен в главе V. Продольные силы (Д и (У2, передающиеся
колёсными парами на раму, определяются в результате решения приве-
дённых выше уравнений (85) и (86) по формуле (77). Для определения
горизонтальных сил, действующих на тележку при движении по кривой,
воспользуемся схемой, изображённой на фиг. 216.

Фиг. 216. Схема горизонтальных
сил, действующих на тележку
при движении по. кривой

Фиг. 217. Схемы загружения боковины бес-
связсвой тележки горизонтальными силами:
а—в плане; б—в пространстве

Обозначим иг + U2 = U• Силы U стремятся сдвинуть одну боковину
тележки грузового вагона относительно другой в продольном направлении
(фиг. 216). Величина этого сдвига в тележках грузовых вагонов со связью
ограничивается конструкцией соединения концов связи с боковинами и
жёсткостью связей на изгиб в горизонтальной плоскости, а в бессвязе-
вых тележках зазорами между направляющими надрессорной балки и ко-
лонками боковин. Величина взаимного сдвига боковин должна исключать
возможность заклинивания подшипников в буксах. Теоретические расчёты
показывают, что заклинивание подшипников происходит при взаимном
сдвиге боковин, равном приблизительно 90 мм.

Если зазоры между передней галтелью шейки и подшипником меньше,
чем между последним и задней галтелью, а полюс вращения О находится
за задней осью \ то реакции шеек, равные рамным усилиям Нр1 и Нр2,
направлены так, как показано на фиг. 216.

Величина этих реакций определяется из условий равновесия:

(304)
Zig

Нр2=*^ + -^.	(305)

1 При принятых нормах боковых нагрузок и коэффициенте трения между колесом
и рельсом р=0,2 у существующих конструкций тележек грузовых вагонов полюс вра-
щения располагается за задней осью.
Для определения расчётных схем сил, действующих па отдельные
части тележки, рассмотрим условия равновесия каждой из них.

Наружная по отношению к центру кривой боковина тележки подвер-
гается действию продольных сил 1)г и L/2 и реакции Нр2, передающихся
на неё от колёсных пар. В бессвязевой конструкции эти силы уравнове-
шиваются реакциями надрессорной балки UH , NH и N„, как показано на
фиг. 217, а. Из уравнений равновесия находим:

. .* гт cos2 а — Л2	„	/2 cos2 а + Л2

1т н — П п2 ---н — И р2	л	»

р 2 Л2 cos а	р 2 Л2 cos а

UH = U-Hp2tgx.

(306)

(307)

Силы N'h ht/Vw перпендикулярны плоскости направляющих запле-
чиков надрессорной балки. Величины Х2 и а ясны из чертежа.

Аналогично получаются реакции надрессорной балки от сил U19 U2 и
Нр1, действующих на внутреннюю по отношению к центру кривой бо-
ковину:

. *	„ Z2cos2a— Л2 Л Z2cos2a + k2

ZVв — пп 1	z-*	; 1т в — ** р 1

р 2 Л2 cos a	р	2 Л2 cos a

(308)

Ue = U — tfpItga.	(309)

На фиг. 217, б изображена расчётная схема горизонтальных сил,
действующих на боковину бессвязевой тележки при движении по кривой.

Фиг. 218. Схема загружения надрессор-
ной балки бессвязевой тележки горизон-
тальными силами

Фиг. 219. Схема загружения боковины
тележки с поперечной связью

возникают в том случае, если линии действия сил NH и JV» не совпада-
ют с центром изгиба сечений колонок, а находятся на расстоянии а
от него.

На фиг. 218 показаны силы, действующие на надрессорную балку
бессвязевой тележки при движении вагона по кривому участку пути.

В тележке с поперечной связью силы U19 U2 и Нр2 уравновешиваются
реакциями надрессорной балки и связи, как показано на фиг. 219. Реак-
ции надрессорной балки, перпендикулярные плоскости боковины, равны
уу

— и приложены к колонкам. Реакция связи t/ =С\ +1/2 приложена к ниж-
нему поясу; эта реакция вместе с силами и t/2 составляет пару сил
Uh (Л— расстояние между нижним поясом и плоскостью, проходящей
через равнодействующие реакций подшипников букс), которая уравнове-
т. h

шивается вертикальными реакциями шеек, равными U . Моменты сил
2'2

1 Направление вектора устанавливается по правилу штопора.
в вертикальной и горизонтальной плоскостях 1 уравновешиваются реак-
тивными моментами связи Мвн и Мгн — у наружной боковины и Мм и
Мгл— у внутренней. Первые реактивные моменты равны:

Мв„ = (Яр2-Я)Л;	(310)

Л1гя = Яр2/2.	(311)

Из суммы проекций всех сил на горизонтальную ось находим по-
перечную реакцию связи, равную HPt— Н = НрХ.

На внутренней боковине реактивные моменты связи равны

Mee = HpXh\	(312)

Мгв = НрХ12.	(313)

На фиг. 220, а изображена схема сил, действующих на связь в вер-
тикальной, а на фиг. 220, б — в горизонтальной плоскости при движении
тележки по кривой.

Схема передачи сил и U2 и моментов Мвн и Мгн на боковину те-
лежки, имеющей связь, может быть разнообразной. Она зависит от кон-

а> и

б)

Мг8

2Ьг

Фиг. 220. Схемы загружения
поперечной связи тележки:
а — в вертикальной плоскости;
б—в горизонтальной плоскости

Нм

Фиг. 221. Возможная схема
взаимодействия боковины
и связи



струкции соединения связи с боковиной, величины зазора между колон
ками и связью, а также от зазоров между установочными шипами на
нижнем поясе или распределительной балочке и отверстиями в связи, от
величины сил трения между связью и поясами, от степени затяжки
колоночных болтов у тележек с поясными боковинами и т. д.

Одна из возможных схем передачи момента Мгн и силы U показана
на фиг. 221. В этой схеме предполагается, что трение между поясом и
связью невелико и что зазоры между установочными шипами и отвер-
стиями в связи больше, чем между последней и колонками; такая схема
передачи рассматриваемых сил справедлива как приближённая для теле-
жек со связью и литыми боковинами. Сила НрХ и момент MOhL в этой
конструкции принимаются равномерно распределёнными вдоль средней
части нижнего пояса между колонками.

Схема передачи на раму тележки пассажирского вагона горизонталь-
ной нагрузки Н и сил HpXi Нр2, Ur и U2 [см. формулы (76), (77), уравнения
(85), (86)], а также реакций люлечных подвесок Р л изображена на фиг. 222.
Реакции подвесок определяются из условия равновесия рамы:

он»

где Ал — расстояние от плоскости, проходящей через оси колёсных пар,
до центра верхнего шарнира подвески люльки;

В — расстояние между верхними шарнирами люлечных подвесок на
одной поперечной балке.

1 Стрелка с зигзагообразной линией, перпендикулярная оси стержня, обозначает
изгибающий момент, приложенный к этому стержню.
Обычно полагают, что реакции рамным усилиям передаются только на челю-
сти, расположенные по диагонали; в бесчелюстных тележках каждое из этих
усилий1 передаётся на боковины рамы поровну надбуксовыми пружинами соот-
ветствующих колёсных пар. Также полагают, что горизонтальные реакции
верхних шарниров люльки равны между собой. Нафиг. 223 показаны симме-

тричные и антисимметричные
составляющие разложения на-
грузок, возникающих при дви-
жении тележки по кривой. Про-
верка правильности разложения
производится сложением этих
схем, в результате которого
должна получиться исходная
схема (фиг. 222).

Кососимметричная состав-
ляющая (фиг. 223,6) является
одной из нагрузок, действие
которой существенно отражает-
ся на напряжённом состоянии

Фиг. 222. Схема загружения рамы тележки-;пас-
сажирского вагона горизонтальными силами и
вертикальными реакциями люлечных подвесок

рамы тележки.

Нагрузка, возникающая при торможении. Исходные данные для опре-
деления тормозной силы и усилий от рычажной передачи тормоза изложены
в главе IV. Расчётная тормозная сила принимается равной 0,2 отвеса вагона
брутто. Расчётные схемы отдельных деталей тележки, подверженных действию

этой нагрузки, зависят от конструкции тележки и рычажной передачи.

Фиг. 223. Составляющие нагрузки, показанной на фиг. 218:

в—симметричная; б—кососпмметричваяГв-антисимметричная относительно продольно й оси;
г—антисимметричная относительно поперечной оси

Обычно при расчёте боковин и других балок рамы тележки действие''на-
грузки, возникающей при торможении, не учитывается совместно с нагрузками,
обусловленными движением в кривой, так как их одновременное сочетание
значительно снижает кососимметричную составляющую (фиг. 223, 6), а также
величину рамного усилия Нр2, передающегося передней по ходу колёсной
парой. Совместное действие всех нагрузок, включая и тормозную, учитывается
в расчётах надрессорных балок. Кроме того, на эту нагрузку рассчитываются
детали тележек, предназначенные для подвески рычажной передачи тормоза
и самой рычажной передачи.

1 Исследования К. П. Королёва показали, что направляющие и рамные усилия,
у бесчелюстных тележек при прочих равных условиях меньше, чем у тележек с че-
люстями.
13.	РАСЧЁТ НАДРЕССОРНЫХ БАЛОК

Приведённые на фиг. 215 эпюры изгибающих моментов характеризуют
изгиб надрессорной балки в вертикальной плоскости. При расчёте среднего се-
чения надрессорной балки вертикальное давление на подпятник обычно
принимают в виде сосредоточенной силы, приложенной в центре подпятника.

Вертикальный изгибающий момент в среднем сечении надрессорной балки
равен

>wle=pfm(i+^)4>	<з15)

где Рст и kd определяются формулами (280) и (45) соответственно, Ь —
половина расстояния между серединами рессорных комплектов, на кото-
рые опирается надрессорная балка.

Вертикальный изгибающий момент в сечении по краю подпятника нахо-
дится из выражения (фиг. 215, б и г):

м2в =

[ pcm(l +kJ

+ Р6 (Ь-г) + е-^,

(316)

2

где, кроме ранее обозначенных величин, /^определяется формулой (294)
или (300) и (301) в зависимости от конструкции тележки, г—радиус опор-

ной поверхности пятника,

И

горизонтальной реакции -%

е — эксцентриситет между линией действия
и центром тяжести сечения надрессорной

балки по краю подпятника принимается положительным, если линия дей-

Н	\

ствия -g- проходит выше центра тяжести сечения 1 .

Вертикальный изгибающий момент в сечении, проходящем через се-
редину бокового скользуна (фиг. 215, в и г), равен

м3в =	+ Р J (b — bj — e

(317)

здесь, кроме ранее обозначенных величин, е—расстояние от линии дейст-
Н

вия силы -g- до центра тяжести сечения надрессорной балки по середине
бокового скользуна, 64 — расстояние от центра подпятника до середины бо-
кового скользуна.

На фиг. 224 изображена схема загружения надрессорной балки в го-
ризонтальной плоскости при торможении вагона, а также эпюра изгибаю-
щих моментов. Горизонтальные изгибающие моменты находятся из выра-
жений:

в сечении посредине

М1г = 0,2Рс/я А;	(318)

в сечении по краю подпятника

М2г = Ъ,2Рст-^рЕ.	(319)

в сечении посредине бокового скользуна

М3г = 0,2Рсд •	(320)
В выражениях (318), (319) и (320) обозначено: 0,2Рст — гори-
зонтальная сила инерции, приходящаяся на надрессорную балку при тор-
можении вагона, Ь5—расстояние между серединой подпятника и серединой
вертикальной направляющей надрессорной балки.

При	изгибающий момент М2г не учитывается.

По формулам (315) — (319) определяются изгибающие моменты для
расчёта надрессорных балок тележек всех конструкций; по формуле (320)
изгибающие моменты определяются для расчёта надрессорных балок теле-
жек пассажирских вагонов с жёсткими рамами и тележек грузовых ваго-
нов с поперечными связями. Концевые части надрессорных балок бессвя-
зевых тележек грузовых вагонов рассчитываются на совместное действие

вертикальных статических и динамических нагрузок, вертикальных реакций
от боковых нагрузок, возникающих при прохождении кривой (см. фиг. 218),

без учёта сил, возникающих при тормо-
жении.

Прочность направляющих заплечиков
надрессорной балки бессвязевой тележки
проверяется при загружении силами 1\Гн,
определяемыми формулой (306).

Нормальные напряжения в сечениях
надрессорной балки определяются по
формуле

Фиг. г224. Схема загружения над-
рессорной балки в горизонтальной
плоскости и эпюра изгибающих мо-
ментов

МхУ , Му*

I' 1у '

(321)

а =

где соответственно Л1Х и
кальные и горизонтальные

Му — верти-
изгибающие

моменты, действующие в рассчитываемом сечении; 1Х и Iv — главные
моменты инерции сечения, у и х—координаты/гочки сечения относительно

главных осей.

Наибольшие нормальные напряжения в балках с поперечным сечением,
показанным на фиг. 225, а, находятся по формуле

тах Гх + wy9

. (322)

-где Wx и Wy — моменты сопротивления сечения относительно главных
осей.

В случае поперечного сечения, изображённого на фиг. 226 (обычного
для литых или штампованных балок), наибольшие напряжения (в местах
закруглений углов) вычисляются по формуле

1	%? I о-1	I

ffmax = О»  £---F а, —g----F 2Г у -fr+bZ’	(323)

где

здесь, кроме ранее обозначенных, величины Л, b и г ясны из чертежа
•(фиг. 226).

Касательные напряжения при изгибе в двух главных плоскостях для
надрессорных балок, выполненных в виде тонкостенных стержней с замк-
нутым контуром поперечного сечения, определяются по формуле
где соответственно Qy и Qx— поперечные силы от вертикальной и гори-
зонтальной нагрузок, 1Х и — главные центральные моменты инерции
сечения, о— толщина контура поперечного сечения в рассчитываемом
месте, Sx и Sy — ста-
тические моменты части

Фиг. 225. Эпюры касательных напряжений в сечениях
надрессорных балок (тонкими линиями показаны эпюры,
а стрелками—направления касательных напряжений):

а—балка без свободных полок; б—то же со ^свободными полками

площади контура отно-
сительно главных осей

X И у.

В тонкостенных
стержнях эта формула
определяет величину
касательных напряже-
ний, направленных па-
раллельно касательной
к контуру сечения. Ка
сательные напряжения
считаются равномерно
распределёнными по
толщине элемента кон-
тура.

Фиг. 226. Попереч-
ноесечение надрес-
сорной] балки

(325)

Статические моменты Sx и Sy определяются для части ]'контура, лежащей между
точкой, в которой касательные напряжения равны нулю, и той точкой, в которой
определяются напряжения. При изгибе балки в плоскости симметрии касательные
напряжения равны нулю в точках пересечения контура с осью симметрии (фиг. 225, а
и б). При изгибе в плоскости, перпендикулярной плоскости симметрии, tположение
точки контура, в которой касательные напряжения равны нулю,; определяется для
сечения, показанного на фиг. 225, а, по формуле

bht>2 4- 9/i2d
hl = b (6, + 8г) + 18оft ’

а для сечения, изображённого на фиг. 225, б,—по формуле

ft?o2 ft + 9&2/126
h± =-------.

Ч “Ь ^2 $2 +

Входящие в эти формулы величины ясны из чертежа 1

При определении касательных напряжений в свободных полках '(фиг. 225, б)
статический момент вычисляется для площади, расположенной между свободным кон-
цом полки и точкой, в которой определяются напряжения. Например, для определе-
ния напряжений в точке A (xlt /г01) статические моменты имеют|вид

(32G;

1 Определение касательных напряжений в сечениях тонкостенных стержней (
любой формой контура поперечного сечения—см. А. А. Уманский. Кручение г
изгиб тонкостенных авиаконструкций. Оборонгиз, 1939.
ь

а для определения напряжения в точке В с координатами и «/х

Ьг /г0151 h^x — у{

2	+ —---------5’

ь

Sy = [!/i — (^oi — ^1)] *2" $*»

для определения напряжений в точке С (х2, Л01)

о	Ь Ь\ — 4x5

Sx » х2 Л01 Sy = hх <> 4- ------------з-----°i"

о

Определение эквивалентных напряжений производится по приведённой
выше формуле (57). Эквивалентные напряжения оэ обычно имеют наиболь-
шие значения в местах перехода от полок к стенкам.

14.	РАСЧЁТ ДЕТАЛЕЙ ЛЮЛЬКИ

Люлечная подвеска отклоняется под действием боковых сил от своего
нормального положения и устанавливается под углом у к раме тележки;
косинус угла у определяется из выражения (фиг. 213):

cosy =

2Ь3 — В

2

(327)

+ у

в котором величина у находится из системы уравнений (291).

Составим сумму вертикальных сил , действующих на верхний
шарнир люлёчной подвески, учитывая формулы (280), (296) и (314):

= рст (1 + кд) + Рл — Р'л,

(328)

где kd — коэффициент динамической добавки, определяемый приведённой
выше формулой (45).

Тогда сила А\, растягивающая подвеску, находится из выражения

Люлечная подвеска в средней части рассчитывается на растяжение
силой Na.

Напряжения в проушине, имеющей форму кругового кольца, обычно
определяются по формулам для расчёта кривого бруса:

MhH Nr .

FrH ’

Mhe , Nr
e Fere Fre ’

(330)

(331)

где qk и ae — нормальные напряжения наружных и внутренних волокон
соответственно;

г—радиус кривизны нейтрального слоя;

гн и гв—радиусы кривизны наружных и внутренних волокон соот-
ветственно;

е — расстояние от нейтрального слоя до центра тяжести се-
чения х;

hH и hQ — расстояние от нейтрального слоя до наружных и внутрен-
них волокон соответственно;

1	Таблицы для определения е см. Н. М. Беляев. Сопротивление материалов.
Гостехиздат. 1948.
М и N — соответственно изгибающий момент и нормальная сила
в сечении, составляющем угол ср с направлением силы N л\
М и N определяются по формулам:

М = МА + NAr(l —cos ср)—г sin ср;	(332)

N

N = NА coso + ~~ sin ©.

В формулах (332) и (333):

MA = NAr

а (1 — cos а 4- sin2 а) + sin а (3 cos а
2а2 + а sin 2 л — 4 sin2 а

Na = 2Na

i	а •

small — cos а----— sina

2а2 + a sin а — 4 sin2 а

(333)

(334)

(335>

где 714 л и NA— соответственно изгибающий момент и нормальная сила
в сечении АА;

a — угол (фиг. 227, а).

Фиг. 227. Расчётные схемы деталей люльки:

а—схема проушины люльки и примерная эпюра изгибающих моментов; б—схема
загружения опорной балки

Формулы (334) и (335) выводятся в результате расчёта проушины
(фиг. 227, а) по методу сил с учётом только деформаций изгиба1.

Опасными сечениями являются заделка, сечение под силой и сечение,
определяемое углом ср; значение угла ср находится из выражения

=	(ззб)

Опорная^балка рассчитывается на изгиб по схеме, изображённой на
фиг. 227,6.

Подрессорная балка рассчитывается на сжатие и изгиб, считая, что’горизон-
тальная и вертикальная нагрузки от рессор, обусловленные вертикальными
статическими и динамическими, а также боковыми нагрузками, передаются
на край подрессорного гнезда, как показано на схеме загружения подрессорной
балки (фиг. 228,а). Кроме того, производится проверка прочности подрессор-
ной балки на случай обрыва люлечных подвесок с одного конца, т. е. когда
подрессорная балка ложится на предохранительную скобу (фиг. 228,6). В этом

1 А. А. Попов. Расчёт бруса и оболочки большой кривизны. Трансжелдориз-
дат, 1935.
случае нагрузка на конец балки принимается равной наибольшей вертикаль-
ной нагрузке, передающейся на рессору; при этом допускаются напряжения,
близкие к пределу текучести.

Предохранительная скоба рассчитывается на растяжение силой, равной
реакции А (фиг. 228,6).

Фиг. 228. Схемы загружения подрессорной балки:
с—схема передачи нагрузок от рессоры на подрессорную балку; б—схема
загружения при обрыве люлечных подвесок

Расчёт поперечной связи тележки грузового1
вагона. Поперечная связь рассчитывается на сжатие силой Нг и изгиб
в вертикальной и горизонтальной плоскостях от моментов, изображённых
на фиг. 220.

15.	РАСЧЁТ ЛИТЫХ БОКОВИН ТЕЛЕЖЕК ГРУЗОВЫХ ВАГОНОВ

Фиг. 229. Расчётная схема литой боковины для
расчёта на нагрузки, лежащие в её плоскости

случае загружения силами, действующими

При расчёте на в е ртт икальную нагрузку рас-
чётная схема литой боковины образуется осевыми линиями, проходящими че-
рез центры тяжести поперечных сечений поясов и колонок (фиг. 229). Такое
образование расчётной схемы обусловлено тем, что конструкция боковины
и расположение нагрузки с до-
статочной точностью могут быть
приняты симметричными относи-
тельно вертикальной продоль-
ной плоскости и, следовательно,
стержни схемы подверженными
деформациям только растяже-
ния, сдвига и изгиба в этой
плоскости, без кручения.

Расчётная схема боковины
представляет собой раму, со-
стоящую из трёх замкнутых
контуров, и поэтому в общем

в её плоскости, является девять раз статически неопределимой системой.

Конструкция боковины и вертикальная нагрузка симметричны относительно
вертикальной оси АА. Поэтому внутренние силы в симметричных сечениях
равны между собой по абсолютной величине; в этих же сечениях изгибающие
моменты и нормальные силы одинаковы, а поперечные силы противоположны
по знаку. Поэтому в сечении, проходящем через ось симметрии АА, внутрен-
ние силы состоят только из нормальных сил и изгибающих моментов, а попереч-
ные силы равны нулю.

При наличии одной оси симметрии обычно рассматривают только половину
рамы, отсечённую плоскостью, проходящей через ось симметрии. Расчётная
схема половины рамы вместе с действующими на неё силами изображена на
фиг. 230,а. В сечениях по оси АА отброшенная часть рамы заменена связями:
квадратными скобками обозначены связи, способные воспринимать только из-
гибающие моменты, а стерженьками с шарнирами по концам, направленными
по оси стержня,—связи, воспринимающие только продольные силы .Образован-
ная таким образом расчётная схема является пять раз статически неопредели-
мой. Отбрасывая связи, наложенные в сечении верхнего пояса по оси АА, и

производя разрез по середине участка 12 Пг (с постоянным поперечным сече-

Фиг. 230. К расчёту половины рамы:

нием) наклонной части верх-
него пояса, получим основ-
ную (статически определимую)
систему для расчёта по ме-
тоду сил. За неизвестные,
заменяющие действие удалён-
ных связей, примем силы и
моменты, направленные, как
показано на фиг. 230,6.

Для определения неизве-

а—расчётная схема; б—основная система	СТНЫХ СОСТЗВЛЯЮТСЯ урЗВНе-

ния деформаций (канониче-
ские уравнения метода сил), каждое из которых, как известно, является
математическим выражением того, что сумма перемещений от заданной на-
грузки и неизвестных сил в основной системе по направлению соответствующей
неизвестной равна нулю (или что взаимные перемещения — угловые и линей-
ные — смежных сечений в произведённых разрезах равны нулю).

Канонические уравнения для рассматриваемой системы имеют вид:

$11	4"	$12	4" $13 Х3	+ °14 Х4	+	$15 Х5 + =	0

$21 Xj + $22 Хя	+ $23 Хз	4- $21 Х4	+	$2б Х5 + $2р = 0

$31Xj + $32 Х2	+ $33 Х3	+ $34 Х4	+	$35 Хб + О3р = 0

$41 Xi + $42 Х2	+ $4з Х3	+ О44 Х4	+	845 Х5 О4р = 0

$51 Xi + $52 Х2	+ $53 Х3	+ Об4 Х4	+	$55 Хб + $бр = 0

(337)



Как известно, коэффициенты канонических уравнений oZy представляют перемеще-
ние по направлению неизвестного X/, вызванное действием неизвестного Ху, равного
выбранной единице-

За единицу Ху принимают 1, 10, 100... единиц, в которых измеряются заданные
силы, в зависимости от того, какая из этих величин удобнее для производства вычи-
слений. Выбор разных единиц для Ху целесообразен для упрощения расчёта; коэффи-
циенты 0/у не должны значительно отличаться между собой по величине, так как
в противном случае при решении канонических уравнений приходится или учитывать
большее количество значащих цифр, или понижать точность решения.

Грузовые или свободные члены канонических уравнений oZp представляют пере-
мещение по направлению неизвестной X/ от заданных нагрузок.

Как известно, коэффициенты уравнений обладают свойством взаимности: Szy=Sy;;
коэффициенты Ъц всегда положительны, в то время как коэффициенты &Zy могут быть
положительны, отрицательны или равны нулю. Чем больше коэффициентов Bzy в урав-
нениях (337) равно нулю, тем лучше, следовательно, выбрана основная система.

При расчёте литых боковин на вертикальную нагрузку обычно учи-
тываются перемещения, вызываемые деформациями изгиба, растяжения
или сжатия и сдвига 1 составляющих её стержней. В этом случае формула
для определения коэффициентов уравнения (единичных перемещений) имеет

вид
(Z	Z	Z	\

С М>М- , , [NiNj. , CkQ/Q/ . 1	/оооч

J "ЕТГ ds + J dS + .) ~GF ds ’	(338)

о	о	о	/

где и Mj — изгибающие моменты (в плоскости рамы);

и N-—нормальные силы,

Qz и Qj — поперечные силы в стержнях основной системы соответ-
ственно от сил Xz и Ху, каждая из которых равна
выбранной единице;

1 Л. А. Шадур показал, что без существенной погрешности деформации сдвига
возможно не учитывать. (Труды МЭМИИТ, вып. 62, Трансжелдориздат, 1953).
EIxi EF и GF — жёсткости сечений стержней соответственно на изгиб,
растяжение и сдвиг;

к — коэффициент, зависящий от формы сечения.

Интегрирование производится в пределах длины каждого стержня,
суммирование распространяется на все стержни основной системы.

Коэффициент к определяется из выражения

'О Ч

где F — площадь поперечного сечения стержня;

1Х — момент инерции сечения относительно нейтральной оси;

Sx—статический момент части площади сечения, лежащей по одну сторону ней-
тральной оси;

Ьу — ширина сечения на расстоянии у от нейтральной оси.

F

Для сечения, составленного из тонких прямоугольных элементов, к= Р,
г ст
где F ст— площадь сечения элементов, бдльшая ось’которых расположена по направ-
лению действия силы Q.

Для удобства вычислений жёсткость сечения на изгиб одного из
стержней принимают за основную (иногда принимают произвольное число
за основную жёсткость, когда это удобно для вычислений). Обозначим
через Е10 основную жёсткость и умножим на неё обе части формулы (338).

Тогда эта формула принимает следующий вид:

Е= X “Af j Mi Mj ds + a-N\ Ni Nf ds + <tQ J Q< Qf ds ,	(339)

\ о	о	0	/

El	EI	kEI

где = -pry2-,	, an = — --°- —коэффициенты, равные отношению

Elx	hr	(jr

основной жёсткости к соответствующей жёсткости каждого стержня.
Очевидно, что число таких коэффициентов равно утроенному числу стерж-
ней. Обычно численные значения этих коэффициентов указываются для
каждого стержня на чертеже основной системы или расчётной схемы
(см. фиг. 230).

Для определения перемещений в основной системе по формуле (339)
предварительно строятся эпюры изгибающих моментов, нормальных и по-
перечных сил от неизвестных силовых факторов Xif равных выбранной
единице, и от заданной нагрузки. Для определения грузовых членов
(перемещений от заданной нагрузки) в формуле (339) вместо ординат MJt Nj
и Qj подставляются соответственно Мр, Np и Qp — ординаты эпюр от
заданной нагрузки.

Принятая выше расчётная схема в виде рамы недостаточно точно отражает
действительную конструкцию боковин. При расчётах рам полагают, что раз-
меры поперечных сечений стержней и протяжённость узлов малы по сравнению
с длинами стержней. Этим допущениям конструкция боковины тележки не
удовлетворяет; её конструкция является промежуточной между монолитной
балкой и рамой. Расчёты боковины по схеме рамы, в которой жёсткость
стержней считается по всей их длине (между геометрическими узлами)
равной жёсткости в средней части, а также при допущении абсолютной жёст-
кости узлов (на всей их действительной протяжённости), неудовлетворительно
согласуются с опытными данными. Также не согласуются с опытом и расчёты
боковины по схеме двухопорной балки.

НИБ (Научно-исследовательское бюро) рекомендует следующий метод
учёта влияния деформаций узлов боковины на её общие деформации; этот
метод хорошо подтверждается опытом. В данном методе предполагается,
что эпюры изгибающих моментов и нормальных сил затухают в теле действи-
тельного узла рамы (боковины) до нуля по линейному закону на длине, равной
17 Вагоны
высоте поперечного сечения стержня (фиг. 231); затухание эпюры начинается
с ординаты, соответствующей переходному сечению от стержня к узлу. При

Фиг. 231. Схема учёта влияния’узлов

этом эпюры изгибающих моментов, нор-
мальных и поперечных сил на протя-
жении стержней между действительными
узлами строятся обычным способом.
Эпюры поперечных сил на протяжении
действительных узлов совсем не стро-
ятся, что равноценно принятию узлов
абсолютно жёсткими на сдвиг.

На фиг. 232 изображены эпюры от
единичных сил и заданной нагрузки
с учётом вышеуказанных предположе-
ний.

Вычисление интегралов, входящих
в формулу (339), обычно производят

при помощи известной из строительной механики таблицы (табл. 23). Резуль-
таты вычислений интегралов по табл. 23 целесообразно сводить в табл. 24.
Таблица 23

17*-
В этой последней таблице для примера заполнены алгебраические выра
жения интегралов, определяющих коэффициенты Е1$п и Е!^.

Коэффициенты уравнений

Таблица 24

Численное
значение

а ж е н и е

$55

В последнем столбце табл. 24 записываются суммы чисел, полученных
в результате вычислений, проведённых по каждой строке.

Проверка вычисления перемещений производится по формулам:
£'() ($11 + $12 4"	•	•	•	+ $1; +	.	.	. + $1л) = £^o$ie

Е/() ($21 + $22 +	•	•	«	+ $2/+	•	•	• + $2л) = ^^0$2Е

£/о(8/1 + 6;«+	•	•	.	+ ?',•/+	•	•	• + \п) = Effa }	(340)

EIq ($ni + $/i2 + •• • + $/?;+ . . . + Ъпп) = ЕIfftn?
)

где

(/	I	\

аМ ( Mi МЕ ds + aN I N. Nr ds + aQ f Q( Qrds .	(341)

b	о	о	/

В формуле (341), кроме ранее обозначенных величин,	+ М, + . . .+

+	. 4-Мл— сумма ординат эпюр изгибающих моментов от единичных сил

Xi, Хв, . . . Xi, . • ., Хп соответственно;

аналогично = #! 4-4- . . . 4- Ni 4- • • .+Nn’t

Qt = Qi + Qt+ > - - + Qt+ - - - + Qn-

Для удобства выполнения проверки строятся суммарные эпюры	и от

единичных силовых факторов Хг, Ха, . . Хп.

Вторая проверка производится по формулам:

Е/о [$и + $21 4“ • • • 4- $н 4" ... 4" $лл 4- 2 (Blt 4- Slt 4- $21 4- ... 4- $/у 4-

+ . . - + 5(„_i) „)] = ЕЛ>8И.	(342)

/	t	l	I	\

EI»hs = '^l[ aM$Mlds + aN$ N%ds+aQ J Q* ;	(343)

\	о	e	о	/

здесь My , Ny и Qs имеют вышеуказанные значения и принимаются согласно упомя-
нутым суммарным эпюрам. Аналогично проверяются грузовые члены овр, . . .,5/д.
Вычисления и также сводятся в таблицы, подобные табл. 24. После определения
и проверки коэффициентов и грузовых членов решается система канонических уравнений.
Обычно применяется способ Гаусса, облегчающий решение системы и позволяющий
осуществлять контроль в процессе вычисления х.

После того как неизвестные Хп Х2, . Хп определены, ординаты
суммарных эпюр М, N и Q в любом сечении находятся из выражений:

М =	+ М2Х2 + . . . + МЛ- + • • • + мр

N = N1Xl + N2X2 + ... +ВД + ••• +Np
Q = QiXx + Q2X2 + ... + Q.iXl + . .. + Qp

(344)

где Mp Ni и Qt — ординаты эпюр изгибающего момента, нормальной и
поперечной сил в рассматриваемом сечении основной системы от рав-
ного выбранной единице; MpiNp и Qp — то же от заданных нагрузок;
Xt — значение найденного из канонических уравнений неизвестного.

Вычисление ординат эпюр для отдельных сечений также сводится
в таблицу (табл. 25).

Таблица 25
Вычисление ординат суммарных эпюр

Сечения		м2х2		М/Х/	. . .	мр	
I	/ИПХ,	м12х2	. . .	MkXz		М,р	
II		мП2х2	. . .	«пЛ	. . .	Мпр	
	....	....	. . .	....	. . .	....	....
п		Мп2^2	. . .		. . •	Мпр	мп.

Нормальные напряжения от изгибающего момента и нормальной силы
в любой точке сечения стержня определяются по формуле

+	,	(345)

> X	Г

а в крайних волокнах по формуле

U7, F

(346)

где 1Х и Wx — момент инерции сечения и момент сопротивления относи-
тельно нейтральной оси;

F — площадь поперечного сечения;

у—расстояние от нейтральной оси до точки, в которой опре-
деляются напряжения;

Мх и N определяются выражением (344).

Касательные напряжения определяются по формуле

__Qy Sx
f X °

(347)

Обозначения входящих в эту формулу величин такие же, как и в фор-
муле (324).

Расчёт боковины на нагрузку, возникающую
при прохождении кривой, сводится к следующему. Эта нагрузка

1 О способах проверки вычисления и Zipt а также о способе Гаусса см.
И. И. Рабинович. Курс строительной механики стержневых систем. Стройиздат,
1940.
раскладывается на две составляющих: одну, действующую в плоскости боко-
вины, и вторую, перпендикулярную ей (фиг. 217 и 233). Расчёт от каждой из

этих составляющих производится отдельно; окончательный результат полу-
чается суммированием данных, полученных из отдельных расчётов. Такое раз-
ложение нагрузок и расчленение расчёта производится для того, чтобы избе-
жать громоздких вычислений. Плоская рама, состоящая из трёх замкнутых

таются теми же, что и в
ной нагрузки. Изменяются

контуров, нагруженная пространственной
нагрузкой, представляет 18 раз статически
неопределимую систему. При простран-
ственном загружснии в поперечном сечении
стержня в общем случае возникает шесть
I	внутренних усилий: нормальная сила, два

«	изгибающих момента, две поперечные

§ силы, действующие в двух главных плоско-
з стях изгиба, и крутящий момент. Для об-
& разования основной, статически определи-
S мой системы в такую раму вводят три раз-
g реза, в каждом из которых прикладывается
§ по шести указанных неизвестных усилий,
i Разложением исходной нагрузки на
£ нагрузки, действующие в плоскости и
=	перпендикулярно плоскости рамы, а также

=	дальнейшим их разложением на симмет-

|	ричные и антисимметричные составляю-

е щие достигается расчленение системы из
а- 18 канонических уравнений на отдельные
и системы, содержащие по 4—5 неизвестных,
£ что облегчает вычислительный процесс.
= Для составления канонических уравне-
но ний 18 раз статически неопределимой си-
з стемы требуется вычислить 171 коэффи-
2 циент и 18 грузовых членов. Для состав-
§ ления же двух систем уравнений с
четырьмя и двух с пятью неизвестными
Е в общей сложности требуется вычислить 50
5 коэффициентов и 18 грузовых членов. Об-
§ легчается также и процесс решения систем
х уравнений.

ё Прирасчётебоковинына
« нагрузку, лежащую в её
| продольной плоскости с и м-
s. м е т р и и , но не симметричную относи-
$ тельно оси А А, эта нагрузка расклады-
£ вается на симметричную и антисимметрич-
S ную относительно оси АА.

i Расчёт на симметричную
составляющую производится так
же, как и на вертикальную симметричную
нагрузку. Расчётная схема, основная си-
стема, выбор неизвестных и значение ко-
эффициентов канонических уравнений ос-
рассмотреыном выше расчёте от вертикаль-
только эпюры изгибающих моментов, нормаль-

ных и поперечных сил от заданной нагрузки. Поэтому достаточно вычислить
вновь только грузовые члены и решить систему канонических уравнений (337),

подставив в неё эти новые грузовые члены.

При расчёте боковины на антисимметричную
нагрузку, действующую в плоскости боковины,
принятые выше допущения и расчётная схема сохраняются. Изменяется толь-
ко выбор основной системы и уменьшается число неизвестных.

Возникающие под действием антисимметричной нагрузки в симметричных
сечениях стержней расчётной схемы боковины изгибающие моменты, нормаль-
ные и поперечные силы равны между собой по абсолютной величине. Изгибаю-
щие моменты и нормальные силы в симметричных сечениях имеют разные знаки,
а поперечные силы одинаковые. Поэтому в сечении проходящие через ось сим-
метрии АА внутренние силы со-
стоят только из поперечных сил, #
а изгибающие моменты и нор- --
мальные силы равны нулю. ^J.

Рассматривая, как и прежде, ^4
только половину рамы, получим
для неё расчётную схему, изо-
бражённую на фиг. 234,а. В этой

Схеме В сечении ПО А А отбро- Фиг. 234. Расчётная схема а и основная система
шенная часть заменена связями,	б половины рамы

изображёнными стерженьками,
перпендикулярными оси стержня с шарнирами по концам, способными воспри-

нимать только поперечные силы.

Образованная таким образом расчётная схема четыре раза статически не-
определима. Отбрасывая связь, наложенную в сечении по оси АА верхнего
пояса, и производя в его наклонной части разрез в том же месте, что и при
расчёте на вертикальную нагрузку, получим основную систему для расчёта
по методу сил (фиг. 234,6). Построение эпюр изгибающих моментов, нормаль-
ных и поперечных сил от единичных сил и заданной .нагрузки, а также осталь-
ная часть расчёта производятся так же, как и в случае симметричной нагрузки.

При расчёте боковины на нагрузку, перпен-
дикулярную её плоскости, расчётная схема образуется осе-

выми линиями, проходящими через центры кручения поясов и колонок

А

>7 исЬ’Протодяишя через
центры шш

Фиг. 235. Расчётная схема боковины для расчёта
на нагрузку, перпендикулярную её плоскости

(фиг. 235). Такое построение
расчётной схемы принимается
потому, что пояса и колонки
боковины обычно имеют сече-
ния, несимметричные относи-
тельно центральных осей, пер-
пендикулярных плоскости боко-
вины1. В сечении стержня пло-
ской рамы, нагруженной силами,
перпендикулярными её плоско-
сти, возникают (если пренебречь
явлениями стеснённого круче-
ния) три силовых фактора:

изгибающий и крутящий моменты и поперечная сила. Таким образом,
расчётная схема рамы (боковины) при данном загружении является девять
раз статически неопределимой. Для упрощения расчёта несимметричная на-
грузке раскладывается на симметричную и антисимметричную составляющие
(фиг. 233) и рассматривается половина рамы.

Для сокращения дальнейшего изложения отметим следующее. Изгибающие
моменты и нормальные силы называются симметричными внутренними силовы-
ми факторами, а крутящие моменты и поперечные силы—антисимметричными.
Эти .величины в симметричных конструкциях обладают следующими свойст-

вами:

1) в симметричных сечениях при симметричных нагрузках симметричные
внутренние силовые факторы (А4 и N) имеют одинаковые знаки, а антисиммет-

1 Определение координат центра изгиба см. М. М. Ф и л о н е н к о-Б о р о д и ч и
другие. Курс сопротивления материалов, часть II. Гостехиздат, 1949, А. А. Попов.
Сопротивление материалов. Машгиз, 1953.
ричные (Q иЛ4к)—противоположные, при этом в сечениях плоскостью симметрии
последние равны нулю; 2) в симметричных сечениях при антисимметричных на-
грузках антисимметричные внутренние силовые факторы (Q и Л4Х) имеют оди-
наковые знаки, а симметричные (М и N) —противоположные, при этом в се-

чениях плоскостью симметрии последние равны нулю.

На фиг. 236, а изображена расчётная схема половины рамы (боковины) для

расчёта на симметричную нагрузку, перпендикулярную её плоскости, а на

Фиг. 236. Расчётная схема а и основная си-
стема б половины рамы для расчёта на симмет-
ричную нагрузку, перпендикулярную её
плоскости

фиг. 236,6—соответствующая ей
основная система. Вектор (стрел-
ка с зигзагами), направленный
вдоль оси стержня, представ-
ляет крутящий момент, а на-
правленный перпендикулярно
ей — изгибающий момент. Рас-
чётная схема является четыре
раза статически неопределимой
системой. Для определения не-
известных сил в этой системе
составляется четыре канониче-
ских уравнения метода сил, ана-

логично системе уравнений (337).

На фиг. 237 изображена расчётная схема половины рамы (боковины), а
также соответствующая ей основная система для расчёта на антисимметричную
нагрузку, перпендикулярную плоскости рамы. Зетобразным знаком здесь обо-

значена связь, воспринимающая
только крутящий момент. Рас-
чётная схема представляет в
этом случае пять раз статически
неопределимую систему, и, сле-
довательно, для её решения со-
ставляется пять канонических
уравнений метода сил.

При определении коэффи-
циентов и грузовых членов ка-
нонических уравнений в расчё-
тах литых боковин на нагрузку,

Фиг. 237. Расчётная схема а и основная система
б половины рамы для расчёта на антисиммет-
ричную нагрузку, перпендикулярную её
плоскости

перпендикулярную их плоско-

сти, обычно учитываются только деформации изгиба и свободного кручения и,
следовательно, формула перемещения принимает вид

Е10Ь,

(I

ам f. Mi Mj ds + MKi MKj ds
bJ " о

(348)

где Л4р Mj и MKi, MKj — соответственно изгибающие и крутящие моменты
в основной системе от силовых факторов Xi и Ху, равных выбранным
£70	Е10	ст

единицам;	; ак =	’> ^Л) — основная жесткость сечения на

Ely	uld

изгиб, Ely — жёсткость сечения соответствующего стержня на изгиб, а
GId— на кручение.

На фиг. 238 показаны эпюры изгибающих и крутящих моментов от еди-
ничных силовых факторов и заданной нагрузки, соответствующие основной
системе (см. фиг. 236). Соответствующими знаками изображены эпюры кру-
тящих моментов. Направления стрелок так же, как и для вектора момента,
устанавливаются по правилу штопора.

Дальнейший ход расчёта подобен ранее изложенному (для вертикаль-
ной нагрузки): интегралы формулы (348) вычисляются при помощи табл. 23;
после определения коэффициентов и грузовых членов составляются и решаются
канонические уравнения; по формулам вида (344) находятся суммарные орди-
наты эпюр и строятся суммарные эпюры.

Нормальные напряжения от изгиба вычисляются по формулам (345)
и (346), полагая М = О, касательные напряжения от сдвига — по формуле
(347). Касательные напряжения от свободного кручения для стержней с не-
замкнутым поперечным сечением определяются по формуле

МКЬ

(349)

d

где Мк — суммарный крутящий момент в рассчитываемом сечении;

—момент инерции при кручении;

5 — толщина стенки поперечного сечения в рассчитываемом месте.

Фиг. 238. Эпюры изгибающих и крутящих моментов от единичных силовых
факторов и заданной нагрузки:

а—от Xi = l; б—от Ха = 1; в—от Хв«=1; г—от Х< = 1; д—от заданной нагрузки

При относительно большой толщине стенок профиля или при замкнутом
профиле сечения касательные напряжения от свободного кручения обычно
не учитываются.

Суммарные нормальные напряжения в любой точке поперечного сечения
стержня расчётной схемы боковины от действия нагрузок в её плоскости и
плоскости, перпендикулярной ей, находятся из формулы, аналогичной фор-
мулам (321) и (322):

а = ^ + 4- + 7’	(350)

/х	1 у Г

а суммарные касательные напряжения — по формуле (324), если не учиты-
ваются напряжения кручения: в противном случае к формуле (324)]добав-
ляется член, равный правой части выражения (349):

т==2^+2^ + ^..	(351)

I y<J	I d

Эквивалентные напряжения определяются по формуле (57).

Для облегчения анализа напряжённого состояния боковины и выясне-
ния влияния на прочность отдельных видов нагрузки (вертикальной стати-
ческой, вертикальной динамической, дополнительной вертикальной нагруби,
вызываемой боковыми силами, возникающей при движении по кривой, или от
других составляющих) напряжения определяются от каждого вида нагрузки
в отдельности, сводятся в таблицу и затем складываются.

При определении суммарных напряжений от какого-либо вида нагрузки,
которая по соображениям удобства расчёта раскладывалась на симметричную
и антисимметричную составляющие, складываются напряжения, вызываемые
каждой из составляющих. Так как расчёт
обычно производится для одной половины
боковины, то для получения напряжений
в симметричных сечениях второй половины
необходимо учитывать свойство знаков сило-
вых факторов, вызывающих эти напряжения.

Обозначим:	и — нормальные и

Сеч #z	Гы. Л]

239. Симметричные сечения касательные напряжения, вызываемые сим-
боковины	метричной нагрузкой в какой-либо точке

сечения стержня, расположенного в одной (I)
половине боковины; сил и — напряжения в той же точке, вызываемые
антисимметричной нагрузкой; э11с, тцс, дпл, тцл—соответствующие на-
пряжения в симметричной точке другой (II) половины боковины. Тогда,
учитывая свойство знаков силовых факторов, получим следующие соот-
ношения:

’u-впс; т1с— тПс 1	(352)

°М = — зил; тгл=т11л J

Обозначим далее аь tj и оц, ти—суммарные напряжения от обеих
составляющих нагрузок в I и II половине соответственно; тогда, полагая
для первой половины

= Qic + зм; Ti = Tic + ^1д,	(353)

для второй половины получим

oii = oic—з1л; тц = —tic + ~1д.	(354)

Таким образом, нормальные напряжения в соответствующих точках сим-
метричных сечений от симметричной и антисимметричной нагрузок в одной
половине алгебраически складываются, а в другой половине алгебраически
вычитаются согласно соотношениям (353) и (354). После определения ста-
тически неопределимых силовых факторов и построения суммарных эпюр
процесс вычисления напряжений сводится в табл. 26, содержание которой
не требует пояснения. В этой таблице для примера заполнены графы для
четырёх точек двух симметричных сечений //j и П\ (фиг. 239) с учётом выше-
изложенных правил знаков.

Тормозные нагрузки обычно учитываются только при расчёте
отдельных элементов литых боковин, воспринимающих усилия от рычажной
передачи, например, кронштейны подвески тормозных колодок, рассчитывае-
мых на изгиб и кручение. Расчёт всех элементов боковины на тормозные на-
грузки в случае его необходимости производится так же, как и от рассмотрен-
ных выше нагрузок.

16. РАСЧЁТ РАМ ТЕЛЕЖЕК ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ

Рамы тележек пассажирских вагонов представляют пространственные
стержневые системы с жёсткими (за исключением деревянно-металлических
конструкций) узлами. В большинстве своём рамы тележек пассажирских ва-
гонов симметричны относительно вертикальных плоскостей, проходящих
через их продольные и поперечные геометрические оси.
Напряжения в боковине

Таблица 26

№ сечения	1	№ точки	Параметры сечений и точек										Вертикальные нагрузки в плоскости боковины												25
		F	X	У	1х	!У	wx  или  У	•  *У  или  !У  X	$ х	Sy	Id	статические					динамиче- ские	от боковых сил	Оу	статические		динами- ческие	от боковых сил	
												N	ZN	Мх  1 5	ZM  16	Зд/Ч-Л/	kd ZM+N	^б _ P^/M+N		Qy	т		Рб р	Т  * ст	
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14			1 7	1 8	19	20	21	22	23	24	
	1  2  3  4																		31  32 аз		1	।		Т1  Т2  Х3  Т4 .
	1  2  3  4			1	।														аз					Т1  —Т2  —Т3  —Т4

Продолжение табл. 26

									' Боковые нагрузки и					усилия взаимодействия				с рельсами			в кривой												
							в :	плоскости боковины										в плоскости,				перпендикулярной боковине											CO  +  СЧ >1
X X	X	симметричные							антисимметричные							симметричные							антисимметричные										
Я*  о	tr о  g			мх	3М	а£	Qy	т=т£			Мх	~м		Qy	т=тЕ	Му		Qx	т<?	1м«	хк		Му	’м=ах	Qy	XQ	мк	TAf	TZ	II, и t>	II >1	11 1	
1	2	26	2’7	28	29	30	31	32	33	34	35	36	37	38	39	40	41	42	43	| 44	45	46	47	48	49	50	51	52	53	54	55	56	
►—4	1  2  3  4					а!  °2  4  4		ч  4  4  4					’V 41  4' 4*		4' 4* 41 ,11 с4		гг111 а1 „III °2 гг111 аз  4"					4" ,111  ’V' Ч"		nIV а1  nIV а2 oIV а3  „IV а4					4V  4V  4V  4V				
	1  2  3  4					4  I 02  I 53  I 54		-4  —4  -4  -4					iiii Q	Q	Q	М  Л.—'Со1——'		4*  4'  1  II  Т4		4" III а2  J1I а3 гг111 а4					1111 — W — № ~	~		1 1 1 11  Q <4 Q Q < < < <					4V ,IV L2 tIV T3 ,iv M				

РАСЧЁТ ЛИТЫХ БОКОВИН ТЕЛЕЖЕК ГРУЗОВЫХ ВАГОНОВ
На фиг. 240 изображены расчётные схемы рам бесчелюстной тележки

металлического пассажирского вагона длиной 23,6 м и балансирной тележки
ЦВТК. Первая рама выполнена из балок (стержней) с замкнутым тонкостен-
ным профилем поперечного сечения, в которых деформациями кручения обычно
пренебрегают. Поэтому расчётные схемы такой рамы образуются осевыми
линиями, проходящими через центры тяжести поперечных сечений. В раме
тележки ЦВТК в связи с наличием в боковинах вертикальных отверстий,
необходимых для размещения балансира, в расчётную схему боковин вводят-
ся дополнительные рамки с упругими продольными стержнями и жёсткими
поперечными диафрагмами (фиг. 240, 6). В раме тележек ЦВТК средние и

крайние поперечные балки, а
также участки в виде рамки бо-
ковых балок представляют стер-
жни с незамкнутым тонкостен-
ным профилем сечения. Для
образования расчётной схемы
рамы в зависимости от вида
деформаций этих стержней от
действующей расчётной нагруз-

ки осевые линии проводятся
(так же, как в литой боковине
тележки грузового вагона) или
через центры тяжести сечений,
или через центры изгиба; на
участках стержней с замкнутым
контуром поперечного сечения
осевые линии проводятся через
центры тяжести.

Для упрощения расчёта
используется симметрия конст-
рукции рамы относительно двух

Фиг. 240. Схемы рам тележек пассажирских
вагонов:

а—бесчелюстной тележки металлического пассажир-
ского вагона; б—балансирной тележки ЦВТК

плоскостей. Несимметричная расчётная нагрузка раскладывается на четыре

составляющие системы сил: 1) симметричную относительно обеих плоскостей,
2) антисимметричную относительно продольной плоскости симметрии и сим-
метричную относительно поперечной, 3) антисимметричную относительно
поперечной плоскости и симметричную относительно продольной и 4) косо-
симметричную (антисимметричную относительно продольной и поперечной
плоскостей). При таком разложении используются ранее указанные свойства
симметричных и антисимметричных внутренних силовых факторов. Для части
расчётных нагрузок нет необходимости в таком разложении (см. фиг. 210,
211 и 214); расчётная нагрузка от сил, возникающих при движении тележки
по кривой, раскладывается на такие составляющие (см. фиг. 223).

Так же, как и при расчёте литых боковин, каждая из составляющих рас-
чётных схем сил в свою очередь разлагается на вертикальные и горизонталь-
ные схемы.

При относительно небольшом вертикальном смещении горизонтальных
плоскостей, проходящих через симметричные стержни рамы, её расчётную
схему для расчётов на горизонтальные составляющие нагрузки обычно при-
нимают плоской. В этом случае горизонтальные силы переносят параллельно
самим себе в расчётную плоскость рамы, а пары сил, возникающие при таком
переносе, присоединяют к соответствующим системам сил, действующих в вер-
тикальных плоскостях. Так, например, горизонтальные силы, передающиеся
на буксовые челюсти в антисимметричной относительно продольной оси на-
грузке (фиг. 223, в), переносят в расчётную плоскость рамы (фиг. 241, а); одно-
временно к боковинам прикладываются изгибающие и крутящие моменты,
равные соответствующим силам, умноженным на расстояние от линии их дей-
ствия до расчётной плоскости (фиг. 241, б). Эти моменты учитывают совместно
с другими, антисимметричными относительно продольной плоскости нагруз-
ками, действующими в вертикальной плоскости.

Если расчётную схему рамы нельзя привести к плоской, то подобный пе-
ренос горизонтальных сил производят в каждую из плоскостей, проходящую
через симметричные стержни, к которым приложены эксцентрично действую-
щие силы.

Симметричность конструкции рамы относительно двух плоскостей позво-
ляет рассматривать в расчёте от каждой составляющей только одну четверть
рамы.

На фиг. 242 изображены расчётные схемы, а на фиг. 243 основные системы
для расчёта по методу сил одной четверти рамы бесчелюстной тележки, со-
ответствующие четырём вертикальным и четырём горизонтальным составляю-
щим нагрузкам. Обозначения связей, заменяющих отсечённые части рамы, и
векторов моментов и сил соответствуют ранее принятым.

На соответствующих расчётных схемах и основных системах показаны
симметричные, антисимметричные и кососимметричные составляющие нагру-

Фиг. 241. Схемы переноса сил в расчётную плоскость (для нагрузки по фиг. 223, в):
а—силы» перенесённые в расчётную плоскость; б—вертикальные силы и моменты в вертикальных
плоскостях

зок на раму тележки. На схеме (фиг.242, а) показаны составляющая вертикаль-
ной статической нагрузки (см. фиг. 210) и изгибающие и крутящие моменты,
выделенные из симметричной составляющей нагрузки, возникающей при дви-
жении тележки по кривой (см. фиг. 223, а). Выделение этих моментов произве-
дено подобно показанному на фиг. 241; перенесённые при этом в плоскость
рамы горизонтальные силы учитываются в схеме симметричной нагрузки
(фиг. 242, д).

На схеме (фиг. 242, б) показаны составляющие нагрузок, приведённых на
фиг. 214 и 223, в (см. также фиг. 241, б), а на схеме (фиг. 242, е)—нагрузок,
приведённых на фиг. 241, а.

Нагрузки схем (фиг. 242, в и ж) являются соответствующими моментами
и силами, выделенными из приведённых нафиг. 223, г. На схеме (фиг. 242,г) по-
казаны вертикальная кососимметричная составляющая (см. фиг. 211, а) и из-
гибающие и крутящие моменты, выделенные из нагрузки (см. фиг. 223, б);
перенесённые при этом в плоскость рамы силы являются нагрузкой схемы,
изображённой на фиг. 242, з. Нагрузки расчётных схем (фиг. 242) также
показаны на соответствующих основных системах (фиг. 243).

Стержни рамы, имеющие относительно малую жёсткость на изгиб или кру-
чение, расположенные параллельно со стержнями рамы, имеющими большую
жёсткость, на эти виды деформаций в расчётной схеме обычно не учитываются
ввиду их малого влияния на величину и распределение внутренних сил и
напряжений в раме. В связи с этим тормозные балочки исключены из расчёт-
ных схем (см. фиг. 242). Расчёт этих балочек производится отдельно на усилия,
которые непосредственно передаются на них от частей тормоза.

При расчётах от вертикальных нагрузок в плоской раме (фиг. 243, а, б,
виг) обычно учитываются только деформации изгиба в вертикальной


Фиг. 242. Расчётные схемы одной четверти рамы тележки

Для расчётов на вертикальные нагрузки: а—симметричная, 1 раз статически неопределимая; б—антисимметричная относительно продольной оси, 3 раза
статически неопределимая; в—антисимметричная относительно поперечной оси, 2 раза статически неопределимая; г—кососимметричная, 3 раза статически
неопределимая

Для расчётов на горизонтальные нагрузки; ^—симметричная, 3 раза статически неопределимая; е — антисимметричная относительно продольной оси, 2 раза
статически неопределимая; ж— антисимметричная относительно поперечной осн, 3 раза статически неопределимая; з — кососимметричная, 1 раз статически
неопредели мая

ТЕЛЕЖКИ ВАГОНОВ
плоскости и кручения, вследствие чего перемещения определяются по формуле
(348).

При расчётах от горизонтальных нагрузок, действующих в расчётной
плоскости рамы (фиг. 243, д, е, ж и з), обычно учитываются только дефор-
мации изгиба и, следовательно, формула для определения перемещений имеет
вид

/

Е/о oz/ = 2 ам 1 Mt Mj ds,	(355)

b

Обозначения величин, входящих в эту формулу, те же, что и в формуле
(348).

Ход расчёта для определения значений внутренних силовых факторов и
напряжений в отдельных расчётных схемах в основном такой же, как и при
расчёте литых боковин тележек грузовых вагонов.

После определения внутренних силовых факторов в выбранной для рас-
чёта четверти рамы находят их значения и для остальных трёх четвертей. При
этом абсолютные значения силовых факторов во всех четвертях будут равны
между собой, а их знаки для расположения четвертей согласно фиг. 240, а
определяются умножением значений, полученных в I четверти на + 1 или
— 1 по правилу, приведённому в табл. 27.

Таблица 27

Правила определения знаков силовых факторов для симметричных сечений
различных четвертей рамы

Вид расчётной нагрузки	Изгибающие моменты и продольные силы				Крутящие моменты и поперечные силы			
	четверти рамы				четверти рамы			
	I	1 II | III | IV			I 1 II | III | IV			
Симметричная 		+1	+1	+1	+ 1	+1	—1	+1	—1
Антисимметричная относитель- но продольной оси 		+1	—1	—1	+1	+1	+1	—1	—1
Антисимметричная относительно поперечной оси 		+1	+1	—1	—1	+1	—1	—1	+1
Кососимметричная		+1	—1	+1	— 1	+1	+ 1	+1	+1

Определим для примера* 1 неизвестный изгибающий момент
от вертикальной симметричной нагрузки (см. фиг. 210 и 243,с).

Необходимые размеры и параметры сечений стержней приведены в табл. 28 и на
фиг. 244,6.

Примем: Рст=28 ООО кг; Е = 2,1 • 10е кг)см2\ G = 0,8 • 16е кг)см2.

На фиг. 244,а показаны эпюры от Х1= 1, а на фиг. 244,6 от заданной нагрузки.
Неизвестный момент определяется из уравнения

=	(35

где и о1р вычисляются по формуле (348).

1 Примеры расчётов рам тележек см. Технический справочник железнодорожника,

1. 6. Трансжелдориздат, 1952, стр. 773 — 799.
Таблица 28

Размеры и параметры сечении стержней

Обозначения стержня	1—2	2—3	3—4	з—б
Длина в см	Ь2 = 101,8	с = 160; к = 70	d = 40	ОО  -ОО  О СО ОО  — сч г- II II II  с
Iх в см*	1 500	6 000=/о	9 000	4 000
_Е10	4,00	1,00	0,667	1,50
Id в см*	2 000	8 000	1 200	7 000
Е1о  а„ = 	  к Gld	7,86	1,965	13,10	2,246

Используя табл. 23 и 24, получим

Е/о $i i	4 • 101,8 • 1 + 1,965 - 160 • 1 + 1,5 • 101,8 • 1 = 407,2 + + 314 + 152,4	873,6
	23,8  1,5(166 600 	^—+ 166 600- 78)1	225 • 105

и, следовательно, = — 25 700 кгсм.

На фиг. 244, в показаны суммарные эпюры изгибающих и крутящих моментов
для данного случая.

В качестве второго примера определим кососимметричную жёст-
кость рамы с теми же линейными размерами и сечениями стержней, что и в пре-
дыдущем случае.

Фиг. 244. Эпюры изгибающих моментов от вертикальной симметричной нагрузки:
а—эпюры изгибающего и крутящего моментов от Xi = l; б—эпюры моментов в основной системе
от заданной нагрузки; в—суммарные эпюры моментов

Для этого используем расчётную схему (см. фиг. 211 и 243, г) и примем Р =
= 1 000 кг.	к

Для определения кососимметричной жёсткости рамы вычислим обратную величину
рк

группового перемещения четверти рамы, соответствующего силам —. Величина этого

перемещения Ък определяется выражением

\*0

J Gid dS

0.

(357)
где Мв и Мк — соответственно суммарные изгибающие и крутящие моменты, которые
рк

возникают в раме под действием сил и внутренних усилий Xlt X,
и Х3;

и Мк1 —соответственно изгибающие и крутящие моменты, возникающие в ос-
Рк

новной системе (фиг. 243, а) только от сил при Рк = 1. Сум
мирование ведётся по четверти рамы.

Таким образом, для нахождения необходимо предварительно определить неиз-
вестные силы и моменты Хх, Х2 и Х3.

На фиг. 245, а показаны эпюры от Хх=1, Х2 = Х3 = 100, а на фиг. 245, б
от Рк = 1 000 кг.

Фиг. 245. Эпюры моментов от

кососимметричной

нагрузки на раму:

с—эпюры изгибающих и крутящих моментов от единичных силовых факторов; б—эпюры изгибающих
и-крутящих моментов от заданной нагрузки (Р к =1 000 кгу, в—суммарные эпюры изгибающих и кру-
тящих моментов

Вычисляя подобно предыдущему примеру коэффициенты уравнений и грузовые члены
по формуле (348), получаем1:

ЕЬ1г= 4 706;	ЕЪ22 = 2 738;	Е оаз = 1 505;

ЕЪ12 = — 2 246;	Е $13 = — 2 033;	Е5аз=1121;

ЕЪ1р= — 2 504 . 10’; Е Ъ2р = 1 415 • 103; ЕЪ3р=\ 352 • 103.

Следовательно, система канонических уравнений	метода сил имеет вид:

4 706 Xi	— 2 246 Х2 — 2 033	Х3 =	2 504 .	103;

—	2 246 Xi	4- 2 738 Х2 4-	1 121	Х3 =	— 1 415 •	108;

—	2 033 Xi	4- 1 121 Х2 4-	1 505	Х3 =	— 1 352- •	10э.

Решая эту систему, получаем:

Xi = 314; Х2 = — 25; Х3 = — 406.

На фиг. 245, в изображены суммарные эпюры изгибающих и крутящих моментов,
причём ординаты каждой из этих эпюр в соответствии с формулами (344) определяются
следующими выражениями соответственно:

Мв = М01 X, 4- Мв2 Х3 4- М.3 Х8 4- М.р;	(358)

М* = Мк[ X. 4- Мк2 Х2 4- Мк3 Х3 4- Мкр,	(359)

где Mei и MKi— ординаты эпюр изгибающих и крутящих моментов в основной си-
стеме от единичных силовых факторов (фиг. 245, а);

Мвр и Мкр— ординаты эпюр от заданной нагрузки (фиг. 245, б).

1 В этом примере принято /0= 1.

18 Вагоны
Подставляя выражения (358) и (359) в формулу (357), после преобразований
находим:

1	1 С МвоМа,	С МКп	\

\ = (sip -^1 4- 52р	+ 5зр ^з) ~р^ 4“ I J £7^	ds + J $77	ds I .	(360)

K \o	о	/

Последние суммы интегралов представляют перемножение эпюр (фиг. 245, б) на
такие же эпюры при Рк = 1. Подставляя значения входящих в выражение (360) вели-
чин и производя вычисления, получаем

о* = 0,088 см/т.

Следовательно, кососимметричная жёсткость рамы равна

жк = у- = -q — 11,30 т/см = 11 380 kzJcm.

Подставляя полученное значение кососимметричной жёсткости в формулу (284),
найдём величину Рк расчётной кососимметричной нагрузки. Изменяя ординаты эпюр

Рк

(фиг. 245, в) в отношении । qqq- , получим значения внутренних силовых факторов,
необходимых для определения напряжений от кососимметричной нагрузки.
ГЛАВА X

КОЛЕБАНИЯ ВАГОНОВ

1.	ГЛАВНЫЕ ВИДЫ КОЛЕБАНИЙ ВАГОНОВ

Вагон, движущийся по рельсовому пути, подвергается действию верти-
кальных, поперечных и продольных сил. Эти силы вызывают колебательные
движения обрессоренных частей вагона. Возникновение перечисленных сил
зависит от состояния ходовых частей и типа рессорного подвешивания, плана,
профиля и состояния пути.

Проведём через некоторую точку О кузова вагона три координатные оси
хх, уу и гг (фиг. 246, а). Под влиянием действующих на вагон сил могут воз-
никать следующие виды главных колебаний.

1.	Подпрыгивание, когда обрессоренные части вагона переме-
щаются вверх и вниз по оси zz, оставаясь параллельными первоначальному
положению (фиг. 246, б). В этом случае все точки кузова и тележки имеют со-
ответственно одинаковые ускорения в данный момент. Подпрыгивание воз-
никает главным образом под действием вертикальных сил.

2.	Продольная качка, или галопирование, когда коле-
бания (вращение) обрессоренных частей происходит относительно оси уу на не-
который угол 6 (фиг. 246, в).

Галопирование возникает от ударов настыках, выбоин на колёсах, от пучин
пути и эксцентриситета шейки оси относительно круга катания колеса. Одно
галопирование наблюдается очень редко. Обычно оно возникает одновремен-
но с подпрыгиванием.

3.	Боковое параллельное колебание (попереч-
ный относ) кузова или тележек вагона вдоль оси уу (фиг. 246, г).

Этот вид колебаний создаётся под действием горизонтальных сил, парал-
лельных оси уу.

4.	Боковая качка, когда колебание (вращение) обрессоренных
частей происходит около горизонтальной оси хх (фиг. 246, б) на некоторый
угол (3.

Боковая качка происходит от ударов на сдвинутых стыках, косых пу-
чинах, наличия выбоин на одном из колёс и от действия центробежной силы
при входе в кривые участки пути.

5.	Виляние, когда кузов вращается около вертикальной оси гг на не-
который угол ф (фиг. 246, е).

Виляние вызывается коничностью поверхностей катания колёс, непра
вильной установкой колёсных пар, неодинаковой величиной диаметра колёс
и извилистым движением локомотива.

6.	Подёргивание — перемещение вагона вдоль оси хх. Подёр-
гивание вызывается неуравновешенностью поступательно движущихся масс
паровоза.

Амплитуда колебаний при подёргивании имеет незначительную величину
(не более 3 — 5 мм), поэтому подёргивание не рассматривается в этой
главе. Продольные колебания от изменения силы тяги локомотива и торможе-
ния рассматриваются в главе XII.
Каждое из указанных колебаний может появиться в отдельности или со-
вместно с другими.

Удары на стыках, толчки от выбоин на колёсах или рельсах и усилия,
обусловленные эксцентриситетом в колёсной паре, периодически действуя
на кузов вагона и тележки, вызывают вынужденные колебания обрессоренных
частей.

Как указывалось выше, силы, вызывающие вынужденные колебания си-
стемы, называются возмущающими силами. Если период возмущающей силы

2

1

равен периоду собственных колебаний системы, возможно появление резонан-
са. Скорость, при которой наступает явление резонанса, называется крити-
ческой скоростью. Для каждого вида колебаний существуют критические ско-
рости вагона, методы определения которых излагаются ниже.

2.	ЦЕНТР КОЛЕБАНИЙ. ОСИ КОЛЕБАНИЙ

Рассмотрим свободные колебания отдельно взятого вагона, стоящего или
движущегося с постоянной скоростью по прямому и горизонтальному пути.

Учтём, что поступательные перемещения отсчитываются по изменению
координат*, у, г, а вращательные при помощи углов наклона новых отклонён-
ных координатных осей к старым (фиг. 246):

О...при вращении вокруг оси уу (галопирование)
р... »	»	» » хх (боковая качка)

ф... »	»	» » гг (виляние)

Начало координат возьмём в точке пересечения трёх взаимно перпенди-
кулярных осей, относительно которых возникают колебания боковой качки,
виляние и галопирование. В дальнейшем изложении эти оси будем называть
осями колебаний, а точку их пересечения—ц ентром колеба-
ний, или упругим центром.

Если между буксами и их направляющими не имеется зазоров и колёсные
пары вследствие сопротивлений не перекатываются, то ось уу при галопиро-
вании нетележечных вагонов находится в горизонтальной плоскости, про-
ходящей через нижнюю опорную поверхность надбуксовых рессор или пру-
жин (фиг. 247, а).
Ось хх колебаний боковой качки в нетележечном вагоне с симметричной
нагрузкой (фиг. 247, б) совпадает с линией пересечения средней вертикальной
плоскости обрессоренных частей и горизонтальной плоскости, проходящей
через нижние опорные поверхности надбуксовых рессор или пружин. В даль-
нейших выводах предполагается, что оси хх и уу сохраняют своё положение
в течение всего периода колебаний.

I

Фиг. 247. Оси колебаний вагона

От действия горизонтальной поперечной силы кузов вагона вместе с рамой
и буксовыми лапами (нетележечный вагон) наклоняется по направлению дей-
ствия этой силы. Наличие зазоров между буксовыми лапами и пазами корпу-
сов букс исключает заклинивание этих элементов при боковой качке. Если
эти зазоры недостаточны, то при колебании кузова получается перекашивание
букс и нагревание подшипников.

Проведём через точку Ло соприкасания буксы с буксовой направляю-
щей горизонтальную прямую AAlt пересекающуюся с геометрическими
осями рессор в точках А и Аг. Линии AD
и A1D1 перпендикулярны линии DD^

В прямоугольной трапеции ADD^i
линия ОгО2 является средней линией,
равной

охо.= AD + *'D'-.

Фиг. 248. Расчётная схема для
определения положения центра
колебаний

Горизонтальные поперечные силы не
могут изменить суммы вертикальных на-
грузок на рессоры двух сторон вагона,
равной весу обрессоренных частей. По-
этому линия 0102 всегда является средней
линией трапеции, т. е. колебания происхо-
дят около оси, проходящей через точку Оп
лежащую несколько выше геометрической
оси колёсных пар. В дальнейшем для не-

тележечных вагонов будем принимать положение осей хх и уу совпада-
ющим с горизонтальной плоскостью, проходящей через геометрические
оси колёсных пар.

Определим положение центра колебаний двухосного вагона (по схеме,
изображённой на фиг. 248), имеющего рессоры различной жёсткости и
центр тяжести обрессоренных частей, несовпадающий с серединой вагона.

Предположим, что под влиянием пары сил кузов повернулся на
угол 0 относительно горизонтальной оси, проходящий через центр 0^
отстоящий на расстоянии х от вертикали, проведённой через центр тя-
жести.

От поворота кузова на угол 0 рессора буксы Л, имеющая жёсткость
ж19 получает дополнительный прогиб ДД, а рессора буксы В, имеющая
жёсткость ж*, уменьшает свой прогиб на Д/2.
От дополнительного прогиба возникают в рессорах дополнительные
силы упругости и которые равны друг другу; поэтому можно
написать

2Яд-2Яв=0.

Учтём, что

/?д = жх Aft и RB = ж2 Afa	(361)

Afi = (Gi + *) 0 и Д/о = (^2 — х) в,	(362)

где at и а2— соответствующие расстояния от вертикали, проходящей че-
рез центр тяжести, до центра букс А и В.

Заменяя Д/\ и АД> в уравнениях (361) их найденными значениями,
получаем

= жг (ах + х) 0 и = ж-> (а2 — х) 0.

Тогда

2/?д — 2RB = 2жг (Я1 + х) 0 — 2ж2 (а2 — х) 0 = О,
откуда

Когда момент от упругих сил рессор, взятый относительно точки О,
расположенной на одной вертикали с центром тяжести, равен нулю, т. е.

а2 ж2 —агж}- О,
или

а2 __

aY ж2 ’
то

х = 0.

На основании полученного вывода можно заключить, что в данном
случае центр колебаний лежит на одной вертикали с центром тяжести.

Если жёсткости рессор на буксах А и В одинаковы, т. е. жх= ж2,
то из уравнения (363) находим

Q2 Ж1	OtC 1	0.2 —

Х ~ 2жг ~	2

т. е. в этом случае центр колебаний расположен в плоскости симметрии вагона.
Такое положение центра колебаний имеется в большинстве вагонов.

Второе уравнение равновесия (сумма горизонтальных реакций равна
нулю) выполнимо только при действии Нг и Н2 в разных направлениях,
что возможно тогда, когда точка О находится в горизонтальной плоскости,
проходящей через геометрические оси колёсных пар.

В четырёхосных тележечных вагонах будем считать, что центр колебаний
находится в горизонтальной плоскости, проходящей через нижние опорные
поверхности надрессорных балок тележек. В данном случае предполагается,
что сопротивления в ходовых частях противодействуют перекатыванию ко-
лёсных пар.

3.	ПОПЕРЕЧНАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ ВАГОНОВ. ПОНЯТИЕ

О МЕТАЦЕНТРЕ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОЛОЖЕНИЯ МЕТАЦЕНТРА

Качество хода вагонов характеризуется величинами, периода и ампли-
туд колебаний, а также величиной ускорений.

В рессорном подвешивании с постоянной жёсткостью прогибы пропорцио-
нальны нагрузке и с увеличением прогибов или гибкости рессор ускорения
колебательных движений уменьшаются.
Однако с увеличением гибкости рессор улучшается качество хода толь-
ко в вертикальном направлении, в поперечном же направлении при движении
вагона по кривым и по стрелкам от горизонтальных поперечных толчков
возрастают углы наклона кузова и возникает боковая качка с большими
амплитудами. Следовательно, необходимо выбирать такое рессорное подвеши-
вание, которое обеспечивает необходимую плавность хода при галопирова
нии и подпрыгивании, не вызывая сильной боковой качки.

От выбора жёсткости рессор зависит также и поперечная устойчивость
вагона.

Во время движения вагона по кривым участкам пути возникает опроки
дывающий момент от действия центробежной силы, равной

г _ Рз V'
g'p’

тд£ Р3 — вес кузова вагона в кг;

g — ускорение силы тяжести
в м/сек2;

v — скорость движения вагона
в м/сек;

R — радиус кривой в м.

Наиболее неблагоприятные усло-
вия для устойчивости кузова вагона
на кривой создаются при совпаде-
нии направления действия равно-
действующей давления ветра Нв и
центробежной силы С.

Когда кузов вагона под дей-
ствием сил Нв и С выходит из
•среднего своего положения, равно-
действующая вертикальных состав-
ляющих реакций рессор переме-
щается вследствие изменения нагру-
зок.

Точка пересечения М равнодей- фПГе 249. Расчётная схема для определе-
•СТВующеЙ вертикальных составляю-	НИЯ положения метацентра

щих реакции рессор с осью симмет-
рии ss кузова называется по аналогии с устойчивостью судов мета-
центром (фиг. 249).

При нахождении положения метацентра в тележечных вагонах
предполагается, что ось боковых колебаний находится в горизонтальной
плоскости, проходящей через нижние опорные поверхности надрессорных
балок тележки. В вагонах с автосцепкой вероятнее всего ось боковых
колебаний совпадает с продольной осью корпуса автосцепки. Определим
расстояние hM от метацентра до оси поперечных колебаний. Обозначим
(фиг. 249):

С—центробежная сила, действующая на кузов, в кг;

dQ—расстояние от нижней опорной поверхности надрессорной
балки (плоскости, проходящей через верхние хомуты люлеч-
ных рессор) до центра тяжести кузова вагона в см;

Н9 — равнодействующая давления ветра на боковую поверхность
кузова в кг;

hY— расстояние от плоскости верхних хомутов люлечных рессор
до точки приложения равнодействующей давления ветра Нв
в см;

2Ь3 — расстояние между серединами комплектов люлечных рессор
в см;
2Ь2— расстояние между серединами комплектов надбуксовых рес-
сор 1 в см\

ж3— жёсткость одного комплекта люлечных рессор в кг/см\

— приведённая жёсткость одного комплекта надбуксовых рес-
сор в кг1см\

Pi — угол наклона кузова к раме тележки в рад',

pt — угол наклона рамы тележки к горизонту в рад',

рз — отклонение кузова от вертикали (горизонтальным смещением
тележек пренебрегаем) в рад\

Р3 — вес кузова и полезной нагрузки в кг; Р3 = m3g\

Р2 — вес обрессоренных частей тележки в кг; P2=m3g\

f3 — статический прогиб люлечных рессор в см\ =

*тЖ 5

/2 — статический прогиб надбуксовых рессор в см\ =

(fx— прогиб листовой рессоры, а/2— прогиб пружин); f2 = —-—5— .
8ж2

Люлечные рессоры заменим другими, расположенными на расстоянии
2Ь2 одна от другой, но имеющими такой же восстанавливающий момент при
повороте надрессорного строения на угол р3.

Жёсткость ж'з этих фиктивных рессор согласно приведённой выше
формуле (162) составляет

, (ЬЛ2
гм/' _ I __ I /э//*

J/C 3— I 77 I ьЛС я.
\^2/

Учитывая, что фиктивные рессоры расположены в одной плоскости
с надбуксовыми, найдём общую жёсткость 2 жо фиктивного рессорного
подвешивания всего вагона из соотношения

Рг _ Рз + 2Л , Рз = Рз + 2Рг Ь$Р3 =

S жо 8ясг	4лсз 8ж$	4Ь%ж3	1	2

В случае отклонения кузова на угол р3 от вертикали реакции рес-
сор создают момент	равный моменту равнодействующей:

Л4Я = Рз	93 = Ь2 Рз»

откуда находим расстояние hM от метацентра до оси боковых колебаний:

Из последнего выражения получим

/, + /.+	=	(364)

\Оз/

При Лм<^о произойдёт опрокидывание кузова.

Если hM = dQ, то кузов вагона, отклонившись на угол р3, не возвра-
щается в своё среднее положение, так как восстанавливающий момент
в этом случае Р3 (hM — d0) р3 = 0.

Для устойчивого положения кузова необходимо hM иметь такой ве-
личины, чтобы восстанавливающий момент P3(hM— d0) р3 всегда преодо-
левал моменты, возникающие от указанных сил трения.

1 Под комплектом люлечных рессор понимается одна многорядная эллиптическая
рессора или заменяющее её устройством под комплектом надбуксовых рессор—пружи-
ны и рессоры одной буксы.
Выбор жёсткости рессорного подвешивания. При нали-
чии трения в надбуксовых и люлечных рессорах для устойчивого поло-
жения кузова следует выбирать:

> dQ + 2 м.

У кузовов с металлической полустенкой dQ = 0,7 4- 0,85 м, а в дере-
вянных и металлических кузовах dQ = 1,35-4 1,4 м, поэтому для hM полу-
чаем следующие значения:

йм = 2,7 4-2,85 м— для кузовов с металлической полустенкой;

hM = 3,35 4- 3,4 м— для вагонов с деревянными или металлическими
кузовами.

Подставляя в выражение (364) численные значения для &2, b3, hM и
принимая для центрального рессорного подвешивания наших вагонов
f3 = 100 4- 130 мм, получим А + А + /з ~ 250 4- 300 мм для кузовов с метал-
лическими полустенками и fT + А + А = 180 4-220 мм для вагонов с де-
ревянными или металлическими кузовами. Наибольшие значения для
fi + /г + А следует выби-
рать [при 2&з = 1 640 мм
и наименьшие —при 263 =
= 1 500 мм.

Следовательно, высота
положения центра тяже-
сти обрессоренных частей
вагона и расстояние 2&3
между люлечными рессо
рами оказывают большое

влияние на величину мак-	Фиг. 250. Рычажный стабилизатор

симально допустимых про-
гибов рессорного подвешивания. В вагонах с высоким положением центра
тяжести обрессоренных частей приходится выбирать рессоры с большей
жёсткостью по сравнению с вагонами, имеющими более низкое располо-
жение центра тяжести кузова.

Вагоны с более гибкими рессорами могут на кривых участках пути
иметь большой крен кузова, поэтому следует проверять величину угла
наклона р3 кузова при движении по кривой.

Для принятых обозначений условие равновесия кузова во время дви-
жения вагона по кривой достаточно точно можно выразить уравнением:

Р3 (hM - d0)	• -ь dti = 0,

S А

откуда находим

Ps(hM-dQ) *

С увеличением hM или уменьшением rf0 угол наклона кузова умень-
шается. Наибольшее допустимое значение р3 обусловливается поперечными
размерами принятых габаритов подвижного состава и приближения строе-
ний.

Поперечные стабилизаторы. В вагонах с гибким рессор-
ным подвешиванием повышенная поперечная устойчивость кузова достигается
применением особых устройств — поперечных стабилизато-
ров. Поперечные стабилизаторы оказывают сопротивление только боковой
качке (угловым перемещениям). Применение стабилизаторов позволяет уве-
личить суммарный статический прогиб в тележках пассажирских вагонов до
360—400 мм.

Рычажный стабилизатор, применяемый в тележках пассажирских ваго-
нов (фиг. 250), состоит из двух равноплечих рычагов Д прикреплённых шарни-
рами 2 к надрессорной балке 3. Рычаги 1 концами 4 опираются на люлечные
подвески 5; противоположные концы рычагов соединены между собой шар-
нирно серьгой 6. Эта система рычагов не влияет на вертикальные переме-
щения, но противодействует крену надрессорной балки и колебаниям боковой

качки.

Торсионные стабилизаторы (фиг. 251) находят применение в тележках ваго-
нов пассажирских скоростных поездов. Торсионный стабилизатор обычно
состоит из двух торсионов /, расположенных параллельно надрессорной
балке 5. Торсионные стержни

Фиг. 251. Торсионный стабилизатор

свободно вращаются в подшип-
никах 4, прикреплённых к раме
тележки. Надрессорная балка 5
шарнирно соединяется подве-
сками 2 с концами 3 торсион-
ных стержней.

Торсионные стабилизаторы
не противодействуют колеба-
ниям подпрыгивания и гало-
пирования, но в случае появле-
ния боковой поперечной качки
они, как торсионные рессоры,
создают дополнительные восста-
навливающие моменты, возника-

ющие от скручивания стерж-
ней 1. Эти моменты оказывают упругое сопротивление колебаниям боковой
качки.

Недостатком этой конструкции является наличие шарниров и подшипни-
ков, воспринимающих знакопеременную нагрузку. Вследствие этого в среднем
положении системы за счёт неизбежных зазоров в шарнирах имеется мёртвый
ход, увеличивающийся по мере износа шарниров. Износи в шарнирах
компенсируются постановкой конических резиновых втулок.

4.	КОЛЕБАНИЯ ПОДПРЫГИВАНИЯ

Как указывалось выше, колебания обрессоренных масс, возникающие
от внезапно приложенной ударной силы или толчка, называются собствен-
ными, независимыми или свободными.

Рассмотрим собственные вертикальные колебания (подпрыгивания) ку-
зова и тележки четырёхосного вагона с тройным рессорным подвешиванием
без учёта сил трения; массой рессорных подвесок пренебрегаем.

Введём следующие обозначения (фиг. 252):

Р3— вес кузова и полезной нагрузки, приходящийся на все люлечные
рессоры, в кг; Р3 = гпзё = 4rvc3/3;

Р2 — вес обрессоренных частей тележки в кг; Р2 = m2g;

z3— вертикальные перемещения кузова относительно его положения
равновесия в см;

г2 — вертикальные перемещения обрессоренных частей тележки отно-
сительно их положения равновесия в см;

ж3— жёсткость одного комплекта люлечных рессор в кг/см;

ж?—приведённая жёсткость одного комплекта надбуксовых рессор
в кг 1см;

fz— суммарный статический прогиб надбуксовых рессор и пружин
в см /2 = fi + /2’,

— статический прогиб надбуксовых листовых рессор в см;

f2— статический прогиб надбуксовых пружин в см;

f3— статический прогиб люлечных рессор в см.
Под действием вертикального толчка центр тяжести кузова полу-
чает вертикальное перемещение ±z3, а центр тяжести обрессоренных ча-
стей тележек ±z2. Эти перемещения условимся считать положительными,
если они направлены вниз.

Следовательно, добавочный прогиб люлечных рессор равен г3 —г2,
а надбуксовых г2.

Выведенные из положения равновесия кузов и обрессоренные части
тележек начнут совершать колебательные движения. Для составления диф-
ференциального уравнения движения кузова и обрессоренных частей те-

лежек необходимо к движущейся системе приложить силы инерции и
составить уравнение динамического равновесия для сил внешних, упругих
и инерционных.

На кузов вагона действуют:
Рз ”
силы инерции----- z3 в кг\

внешняя сила Р3 в кг\

реакция люлечных рессор—2/?3 =—4ж3(/3 + z3—z2) в кг.

Условие динамического равновесия кузова можно выразить следую-
щим уравнением:

— у 4 + Р3 — 4дас3 (Д, + z3 — г2) = 0.
О

Учитывая, что Р3 = 4ж3/3, после алгебраических преобразований
получаем

m3 z3 + 4ж3 (z3 — z2) = 0.

На обрессоренные части тележки действуют следующие силы:

Р2 '

силы инерции----~ z2 в кг;

внешняя сила Р2 в кг;

реакция люлечных рессор 7?3 = 2ж3 (/3 + z3— г2) в кг;

реакция надбуксовых рессор — /?2 = — 4 ж? ( /2 + z2) в кг.
Условие динамического равновесия обрессоренных частей тележек
можно выразить уравнением

р

— 2 у Z2 + 2Р2 + 4ж3 (f3 + z3 — z2) — 8ж1 (fl + z2) = 0.

Учитывая, что Р3 + 2Р2 = 8ж1fl, после алгебраических преобразова-
ний получаем

2m2Z2 — 4ж3 (z3— z2) + 8ж1 z2 = 0.

Таким образом, вертикальные колебания кузова и обрессоренных
частей тележек выражаются следующей системой дифференциальных урав-
нений:

т3г'з 4-4ж3(г3 — z2) = 0	1

2m2Z2—4ж3г3 + 4 (ж3 + 2ж1) z2 = 0 J

Составим характеристическое уравнение для полученной системы:

дЛ2| m3k2 — 4ж3; 4ж3	1=0

14алс3; 2m3k2 — 4 (дас3 + 2ac2) j

Если развить этот определитель, то получим

»._4fe + +	е + 16	= о

\т3	2т2	)	т2т3

откуда находим круговые частоты колебаний ky и k2:

(Ж3	ж3+2йС2 V_ 1 ac° ас3

± V \ т3 ‘ 2тг / т2т3

Общие интегралы системы уравнений (365) имеют вид:

z3 = А2 cos kyt + В3 cos k2t -|- С2 sin kyt 4- D2 sin k2t |
z2 = Ay cos kyt + By cos k2t + Cy sin kyt 4- Dy sin k2t j

(366)

'(367)

Постоянные интегрирования (амплитуды) A2, B2, C2, D2, Ay, By, Cy
и Dy определяются в зависимости от начальных условий. Например, при-
мем, что при t = 0

z3 = i z3 — 0; z2 = i zl и z2 = 0-

Тогда

z3 = 42 4* ^2» C2 =	D2	= 0;

zl = Ay 4- By, Cy =	Dy	= 0.

Следовательно,

z3 =	A2 cos kyt -|- B2 cos k2t	1

z2 =	cos kyt 4- By cos k2t	J	(368)

z'3 = —k2iA2coskyt — klB2coskft )

Подставив полученные значения для z3 и z3 в первое уравнение си-
стемы (365), найдём

4ж3— m3k\ .	, , , 4ж3 — т3к1 D ..

г2 = —--------— А2 cos ky t 4---------— В2 cos k3t.

4ж3	1 4ae3
Уравнения системы (365) представляют гармонические колебания
с частотами kT и k2. Оба гармонических колебательных движения кузова
и тележек называются главными вертикальными колеба-
н иями, а частоты и k2 — собственными частотами системы.

Отношения амплитуд z3 и z2 в каждом главном колебании имеют
вполне определённые значения. Следовательно, колебания кузова связаны
с колебаниями тележек и наоборот.

Пользуясь выражением (366), можно написать

4ЛС3 х.2 о [ ^3	^з+ 2^2 .

-------К\ = Z------------х--------h

т3	т3 2т2

Ж3 + 2ж°! \2____Ж° ж3

2/п2	/ т2т3

0;

4ж3	.2 о Г^3	ж3+2ж°2

- К 2 =	--------О------

т3	[ т3 2т2

Ж3 . Ж3+ 2Ж2 \2	4 ^2^3

гпз 2т2	/ т2т3

Из этого следует, что в первом главном колебании перемещения z3
и z2 всегда одного знака, а во втором главном колебании z3 и z2 всегда
противоположных знаков. Следовательно, в первом главном колебании
кузов и обрессоренные массы тележек движутся в одинаковых, а во втором
главном колебании в противоположных направлениях.

Общее колебательное движение всей системы является результатом
наложения обоих главных колебаний. Эти результирующие колебания
можно выразить уравнениями (367) или (368).

Периоды главных колебаний тележек и кузова соответственно равны

Т 2*
т,л~к,~

= 2к

ж3 + 2ж2
т3 '	2т2

Ж3 + 2Ж2
2т2

1________________________

/ Ж3 ак3+ 2Ж2 V_____Ж°2 ж3

\ т3 2т2	/ т2 т3

ж3 ж3-\- 2ж° \2____ж2 ж3

т3 "Г"	2т3	/ т2т3

2 Ж<2 Ж3
т2т3

полагая, что

1 / / ж3 ж3 + 2ж°

F \ пг3 2т2

ак3+ 2ж°	1

2т3	2

Ж°2 Ж3

т3т3

ж° ж3
т2т3
ж3 ж3+ 2Жг
т3 2т2

получаем для определения периода формулу

2т2 + т3
2ж°2

Жз

т3

ж3 + 2ж1

2ш2
и для Та

т3

ж3 ж3 -f 2ж2

2т3т3

2та

2та ж3 + т3(ж3 + 2ж°)

(370)

Пренебрегая величиной дроби

1



т3

в выражении (369) и заменяя

т3

--- и

ж3

ж3+ 2ж2
2та

2т2 -Ь т3

2Ж%

соответственно принятым обозначениям через
4£з

g

получаем

4 k +
g ’

Л = 2г. у/'?л±к+Ь ~0,2 Vh+77+Тз.

(371)*

Структура полученной формулы указывает, что период колебаний 7\
зависит от суммарного статического прогиба рессорного подвешивания
вагона и не зависит от распределения жёсткостей между надбуксовым
и центральным рессорным подвешиванием.

Заменяя в выражении (370) m2i m3i ж3 и ж^ соответственно через

Р2 Рз Рз тт 2Р2 + Рз
¥’ g' 4}3И4(Л+/2)’

получаем

1 /	2Р2(А + Л)/3________

V :.(2Р2 + Рз)(Л+ h + fz)g ~

пп 1 f________Рз (fi + /я)/з_____

V (2Р2 + Рз) (Л + /2 + /з) ’

(372)

Колебания с периодом 7\ имеют низкую частоту и сравнительно
большие амплитуды, а колебания с периодом Т2— высокую частоту и
малые амплитуды.

Из выражения (372) следует, что период Т2 зависит от отношения
веса обрессоренных частей тележки Р2 к общему весу всех обрессо-
ренных частей вагона 2Р2 + Р3, от отношения статического прогиба
надбуксовых рессор к суммарному прогибу всего рессорного подвеши-
вания вагона и величины статического прогиба центрального рессор-
ного подвешивания f3. Чем больше перечисленные выше отношения
и /з, тем больше величина Т2. Наибольшее значение произведения (А+/я)Л

• В тележках грузовых вагонов к суммарному статическому прогибу рессор сле-
дует прибавлять дополнительный прогиб от деформаций рамы вагона, боковин тележ-
ки и надрессорной балки. Этот прогиб можно принять равным 5—6 мм.

и

1
получается в том случае, когда А + /г~/з и сумма /\ + f2 + f3—величина
постоянная для принятого в данном вагоне рессорного подвешивания.

Во избежание вредного влияния большой массы на амплитуды
вынужденных колебаний кузова следует стремиться к уменьшению веса
тележек.

Опыт эксплуатации тележек пассажирских вагонов, особенно в курьер-
ских поездах, показывает, что неприятные колебания высокой частоты возни-
кают в том случае, когда тележка снабжена жёсткими надбуксовыми рессо-
рами. Применение лёгкой рамы тележки и минимальной жёсткости надбук-
сового рессорного подвешивания устраняет опасность появления высокоча-
стотных колебаний.

Для обеспечения плавности хода следует комбинировать пружины с ли-
стовыми рессорами или же пневматическими и гидравлическими амортиза-
торами. Хорошо смазанная листовая рессора по ходовым качествам равно-
ценна пружине с гидравлическими амортизаторами. Однако пружина с гид-
равлическим амортизатором имеет определённую и регулируемую амортизи-
рующую силу, тогда как трение между листами рессоры меняется в широком
диапазоне. Кроме того, рессоры имеют значительный вес и габариты, что за-
трудняет уменьшение базы и веса тележки.

Выбирая систему рессорного подвешивания, необходимо учитывать,
что с повышением кратности рессорного подвешивания появляются допол-
нительные высокочастотные колебания. Например, вагоны с тройным
рессорным подвешиванием имеют три вертикальных главных колебания
с частотами klt k2, k3t ас четырёхкратным подвешиванием — четыре глав-
ных колебания с частотами kl9 k2t k3 и k±. Все эти дополнительные коле-
бания имеют высокие частоты и малые периоды колебания, поэтому
желательно иметь тележки только с двойным рессорным подвешиванием.

Одни колебания подпрыгивания появляются только тогда, когда база
вагона равна длине рельса и рельсовые стыки расположены друг против
друга; в противном случае вместе с подпрыгиванием появляются галопи-
рование и боковая качка кузова.

Появление разонанса возможно при скоростях, соответственно равных

3,6Л

v\Kp = км/час
и

3,6Д„

Ъ2кр =	- км/час.	(373)

1	2.

где Lp — длина рельса в м.

Если коэффициенты относительно трения в рессорном подвешивании
не превышают 0,03 в пассажирских и 0,05 в грузовых вагонах, то значи-
тельное нарастание амплитуд колебаний возможно и при скоростях,
равных

/!1 1 1 \ /1 1 1 \

(у -з и т)“ (у у и Л

6.	КОЛЕБАНИЯ ГАЛОПИРОВАНИЯ

Когда на кузов вагона воздействует мгновенно какая-либо пара сил,
находящаяся в продольной плоскости симметрии вагона, то по прекра-
щении её действия кузов приходит в колебательное движение относи-
тельно оси уу. проходящей через центр колебаний Ог (см. фиг. 252). Такое
колебательное движение, как было указано выше, называется галопиро-
ванием и характеризуется углом 03 поворота кузова и вертикальными
перемещениями рам тележек zr.
Для вывода уравнения колебательного движения воспользуемся зако-
ном моментов количества движения: производная по времени от момента
количества движения системы равна моменту внешних сил.

Момент количества движения твёрдого тела равен /^0з, а производ-
ная по времени ©з, где 1°у — момент инерции массы кузова относи-
тельно оси уу, проходящей через центр колебаний 0г;

fy = ~~ ( Рз + do),

где в свою очередь dQ — расстояние от центра тяжести обрессоренных
частей кузова до центра колебаний, а р3— радиус инерции кузова;
0з — угловая скорость при вращении кузова около оси уу.

Момент внешних сил равен моменту пары, возникающей от равно-
действующей реакций рессор, приложенной в точке Mlf и веса кузова,
приложенного в его центре тяжести.

Пользуясь ранее принятыми обозначениями и изложенным выше (§ 3)
методом, определим расстояние точки Мг от горизонтальной плоскости,
проходящей через нижние опорные поверхности надрессорных балок,

Момент реактивных сил равен

Л1 = — (Л3 — d0) Р 303.

(375)

Составим дифференциальное уравнение колебательных движений для
кузова:

Гу еГ + (Аз — do) P3Q3 = 0.	(376)

В пассажирских вагонах d0 = 70 4- 140 см, /3=700 см и fi+fz+f3=
= 15 4- 30 см, поэтому h3 14 000 4- 32 600 см.

Вследствие незначительности величины d0 по сравнению с Л3 прене-
брегаем величиной d0 в уравнении (376).

Произведя преобразования в уравнении (376) и подставляя в него
вместо h3 и Гу их значения, получаем

Оз + --------gl--~------Jr- = 0.

(Л + fl + Л) ( ?3 + do)

Обозначив
__________________________£
(fi + fa + fa) ( Рз + do)

(377)

где k3 — круговая частота, нетрудно решить
ние (377).

Период колебаний галопирования кузова

дифференциальное уравне

малой частоты равен

Т. - - 2= У	+ ft . А± “1 ^0,2 Р Г/Г+77+Л .	(378)

Ц	о	*3

Период колебаний галопирования кузова высокой частоты по аналогии
с подпрыгиванием можно определять из выражения

т' - °'28 г, V(зга'
Из сравнения полученных выражений Т3 и Т4 с 7\ и Т2 [формулы
(371) и (372)] следует, что при р3 = /3 или точнее /3 = }/ рз + do пеРи°Ды
колебаний подпрыгивания и галопирования имеют одинаковую величину.
В этом случае удары, воспринимаемые одной тележкой, не передаются дру-
гой, т. е. точки опоры кузова (пятники) являются его центрами
удара.

Указанное свойство можно проверить, заменив кузов вагона моделью
с двумя массами:	и ^3, сосредоточенными над рессорами (фиг. 253, а).

Фиг. 253. Собственные колебания вагона:
а—галопирование; б—биение

Радиус инерции рз кузова вагона с достаточной для практических
целей точностью можно определить по формуле

p3 = 0,29L^	(380)

где LK — длина кузова (без буферов).

В существующих вагонах грузового и пассажирского парка при-
нимают

^«=1,42^1,5

ИЛИ

LK = (2,84 4- 3,0) /3;

тогда

р8 = (0,82 4- 0,87) /3
поэтому

т3 = (0,82 4- 0,87)0,2 V7ii+72+73 = (0,82 0,87) 7\;	(381)

Т4 = (0,82 4- 0,87) Т2.	(382)

Экспериментальные исследования полностью подтверждают зависимость
между периодами колебаний подпрыгивания и галопирования, выраженную
формулами (381) и (382).

Вследствие небольшой разницы частот колебаний подпрыгивания и гало-
пирования кузова результирующее колебательное движение всей системы про-
исходит с периодически изменяющимися амплитудами (фиг. 253, б, резуль-
тирующая кривая показана жирной линией).

Амплитуды результирующих колебаний, достигнув некоторого максималь-
ного значения, начинают убывать почти до нуля, затем снова возрастают, при
этом возрастание и убывание идёт периодически, но их период То во много
раз больше основного периода Тр.

Это явление называется биением.

Из фиг. 253, б следует, что частота биений равна разности частот слагае-
мых колебаний.

19 Вагоны
Если обозначить через То период биений, а через 7\ и Т3 — периоды
слагаемых колебаний, тогда в течение времени То произойдёт число коле-

Т

баний с периодом Тъ равное ~ , и число колебаний с периодом Т3, рав-

Т	1

ное .
1 з
Разность между этими величинами должна равняться единице для
того, чтобы колебания опять сошлись с теми же фазами:

То Tq   .

Т3	Т\ ~ k

Тогда период биений

т -
°~ Л-Т3*

Если обозначить через k± и k3 частоты колебаний, то период резуль-
тирующих колебаний Тр и период биений Т0|можно определить по фор-
мулам

т = —4тс -
'	*1 + *з

И
т - *2тс
°	*3— V

Для устранения явления биения необходимо гасить колебания рессор-
ного подвешивания при помощи амортизаторов.

При галопировании кузова обрессоренные массы тележек совершают
колебания подпрыгивания с частотами k3 и k4, равными частотам колеба-
ний кузова, вследствие чего их рессоры изменяют свой статический про-
гиб на величину ± zr.

Колебания кузова и обрессоренных масс тележек можно выразить
следующими уравнениями (по аналогии с выведенными выше уравнениями
для колебаний подпрыгивания):

03 = Л3|со8 k3t + В3 cos k4t + С3 sin k3t + D3 sin k4t\	(383)

zr = A4 cos k3t + B4 cos k4t + C4 sin k3t + O4 sin k4t.	(384)

Если принять, что при t = 0

0з = 0; Zr = 0; 63 = i 6з и Zr = 2г ,
то тогда

03 = А3 cos k3t 4- В3 cos k4t;

zr = Л 4 cos k3t + B4 cos k4t.

Результирующие прогибы люлечных рессор от колебаний подпрыгива-
ния и галопирования кузова определяются из выражения

z3 ± Мз = cos kJ + В2 cos k2t ± (Лз cos k3t ± В3 cos k4t) l3.

Таким образом, обрессоренные массы тележек совершают колебания
подпрыгивания с частотами klt k2, k3 и k4. Результирующее колебатель-
ное движение тележек (если предположить, что при t = 0 z3 = ± z3 ;
z2 = ± Z2; ?з = 0; z/’=z?; zr = 0; 63 = + 63 и 03 = 0) можно выразить
следующим уравнением:

z2 4- zr = А2 cos kit + В2 cos k2t ± Л 4 cos k3t ± В4 cos k4t.
Так как частоты k19 k3 и k2i мало отличаются друг от друга,
результирующие колебания имеют периодически изменяющиеся амплитуды,
т. е. происходит явление биения, что часто и наблюдается во время дви-
жения пассажирских вагонов с критической скоростью, соответствующей
периоду биений То.

Критическая скорость для галопирования определяется по формуле

3,6 Lp

3,4 кр = —ф—Л км/час.

1	3,4

Значительное нарастание амплитуд колебаний возможно и при ско-
ростях	, V3,4Kp и т. д., если в рессорном подвешивании величина

Л	о

коэффициента относительного трения незначительна.

Под влиянием толчков на стыках обрессоренные массы тележки (рама те-
лежки с укреплёнными на ней деталями) также совершают колебания гало-
пирования. Галопирование рамы тележки происходит относительно горизон-
тальной оси, проходящей через центр колебаний тележки. Центр колебаний
тележки расположен в горизонтальной плоскости, проходящей через геомет-
рические оси колёсных пар (фиг. 254). Для принятых обозначений производ-

Фиг. 254. Собственные колебания обрессоренных
масс тележки (галопирование)

ную по времени от момента количества движения данной системы можно напи-
сать в виде у Р262, а момент реактивных сил — 4ж° Z2O2.

Поэтому дифференциальное уравнение колебательных движений рамы
тележки при галопировании имеет вид:

2	р2 О2 4“ 4лс? /2 62 = О

8

или

где р2 — радиус инерции тележки в см;

62 — угол поворота обрессоренных частей тележки относительно центра
колебаний в рад;

212—база тележки в см.

Период колебаний при галопировании Тгт равен:

Тгг = 2-|/	= 0,2-у VTr,	(385)

r 4ac2/2g	*2

где fT—статический прогиб надбуксового подвешивания от нагрузки
Р2 в см.

Для тележек с продольными одинарными балансирами вместо базы
тележки 2Z2 принимают расстояние между балансирными пружинами.

Радиусы инерции обрессоренных частей различных типов тележек
относительно оси, проходящей через центр колебаний, приведены в табл. 29.
Характеристики тележек

Таблица 29

Тип тележки	Вес обрессо- ренных частей Р, в кг	База тележ- ки 2/, в см	Статический прогиб надбуксового под- вешивания от на- грузки Р, в см	Радиус инер- ции р, в см
ЦВТК нормальная 		2910	240	0,16	95
Безбалансирная завода име-			1	
ни Егорова 		3 072	240	0,23	90
Системы Фетте		2 547	240	0,17	87
С продольными одинарными				
балансирами 		2 700	203/98*	0,27	85
Металлических вагонов дли-				
ной 23,6 м 		3 200	270	0,62	ПО

♦ Знаменатель означает расстояние между надбуксовыми пружинами.

Критическая скорость для галопирования тележки определяется из
выражения

3,6 L
vT кр = - ф ~ км/час,
1 гт

Существенное влияние на плавность хода вагона оказывает конструк-
ция пятников и боковых скользунов. При наличии плоского пятника гало-
пирование тележки передаёт кузову

вагона продольные импульсы, кото-
рые можно устранить увеличением
продольной игры люлечных подве-
сок.

6. КОЛЕБАНИЯ ПОПЕРЕЧНОГО
ОТНОСА И БОКОВОЙ КАЧКИ

Рассмотрим боковые параллель-
ные (поперечный относ) и угловые
(боковая качка) колебания кузова
вагона (фиг. 255).

Когда кузов вагона, опираю-
щийся на люльку, под влиянием
бокового удара получит поперечное
перемещение, то возвращающая
сила Нг стремится восстановить
равновесие и возвратить люльку
вместе с кузовом в прежнее поло-
жение. При наклонных подвесках
величина возвращающего усилия
двух тележек Нг определяется по
формуле (272)

Фиг. 255. Расчётная схема Гдля определе-
ния боковых и угловых колебаний кузова

Яг=-?-—-

X I COS а — " sin а

\ Ьз

Под действием поперечного горизонтального толчка возникают одно-
временно боковая качка и боковые параллельные колебания. Боковая
качка происходит относительно продольной оси, проходящей через центр
колебаний, расположенный в плоскости, совпадающей с нижними опорны-
ми поверхностями надрессорной балки.
Путь, проходимый центром тяжести кузова в горизонтальном попереч-
ном направлении, равен сумме

У + dop3.

Силы инерции, действующие в горизонтальном направлении, равны
а внешние (реактивные)

- Н =------------;

л COS а----r^sina I

\	&з /

поэтому можно составить следующее уравнение колебаний для попереч-
ного относа центра тяжести кузова:

Ра (у" + d„₽з') + —v = 0.

ё	Я I cos a--° sin a I

\	^з /

Для составления уравнений поперечных угловых колебаний (боковая
качка) определяем первую производную по времени от момента количе-
ства движения системы

[ dQy" -j- (do + Рх)Рз]

(рг — радиус инерции кузова относительно продольной оси хх, проходящей
через центр тяжести кузова) и находим момент внешних сил, возни-
кающих от реакции рессор и веса обрессоренных частей вагона.

Пользуясь ранее принятыми обозначениями и выводами по определе-
нию метацентра, найдём, что восстанавливающий момент реактивных сил
равен

~ (км	d0) Р3Рз.

Поэтому дифференциальное уравнение поперечных угловых колебаний
имеет вид

g3 [doy + (do + Рх) Рз ] 4“ (км — d0) Рз Рз = 0.

Таким образом, для определения частот и периодов собственных
оперечных боковых и угловых колебаний имеем 'систему из двух урав-
нений:

р03- (у"+ <4Рз) +	------Г = 0:

К	А /	.	\

д COS a-----Sina I

\	кз /

[^оУ" + (do + Рх) Рз ] 4- (км — d0) Р3 Рз = 0-

Произведя преобразования, получаем

У" + d0 Рз 4-----j	- у = о

Л I cos a — - sin a j

doy” 4- (do + px) Рз + (км — d0) g$3 = 0

(386)
Составим характеристическое уравнение для полученной системы:

Др2

Р2 —

cos а —

g
Л(

d0P2

1=0.

о

Ьз

dopa;

(do + Px) P2 — (hM — dQ) g

Если развить этот определитель, то получим:

2 I j2

Px

км — d0+ —---------------

A ( cosa — 0 sina
V кз

______-g2 = 0.
2 - /_кл .	\

px2 cosa------- sina

\	Рз /

Решая последнее

уравнение, получаем

2	1

Рн2= 2

2 1 z72

ex + do

Ло .

cosa-----°- sina

Рз

- 2

км d0-|-

2 .	,2

_______Px ~T~ dp

, /	Ло .

z cos a— ,u sin a

\	P3

2

-4

(kM-dQ)g*

Ао •
cosa—, sina

Следовательно, поперечные боковые и угловые колебания состоят из
двух главных колебаний, имеющих следующие периоды:

2к m 2г.

— и 7 в = —

Pl	Р2

(387)

В этом случае кузов вагона совершает гармонические колебания с ча-
стотами pj и рз. Вследствие наличия трения в рессорах и шарнирах
люлечных подвесок колебания являются затухающими.

7.	КОЛЕБАНИЯ ВИЛЯНИЯ

При выводе уравнений колебаний виляния предполагаем, что продоль-
ные плоскости симметрии обеих тележек проходят через среднюю линию
рельсового пути.

Обозначим:

LK — длина кузова без буферов;

Iz — момент инерции массы кузова относительно вертикальной оси zz\

, - Р‘<?-
г >z'

— радиус инерции массы кузова относительно оси zz\ р2 0,28 LK ;

у — линейное перемещение люлек; у = /Зф;

ф — угол поворота продольной оси вагона хх\

1	и

—	— возвращающее усилие люльки каждой тележки;

1	н =.________^у-________

2	г	h0 .	\

2л cosa----sin a

\	к3 I

g
Рж

Лм — d0 Н—


Найдём закон движения кузова. Производная по времени от момента
количества движения системы в рассматриваемом случае равна

Р3 2 . "

-6 р.*.

а момент внешних (реактивных) сил

Р3 /з Ф

. / Ло .	\ ’

л cos а----— sina

\ /

поэтому дифференциальное уравнение колебательного движения можно
написать в следующем виде:

Рл р;ф"+_____________________Ф = 0.

g Р Т +	.	/	h0	.	\

Л	I cos a-,	Sina I

\	^3	/

_	Рз 2

Разделив это уравнение на pz, получаем

ф" +	--------ф = о.	(388)

PzA I cosa------ sin a )

\	&з /

Полагая, что

Pz Л (cosa — ° sina
\	&3

найдём период колебаний кузова около оси zz\

гт

При 2/,

= 1,42 4- 1,5, или LK = (2,84 4- 3,0) 13 радиус инерции кузова

равен рг = (0,80 4- 0,84) 13.

Подставляя величины LK и рк 'в выражение (389), получаем

7\ = (0,16 4- 0,17)	(cosa — sina

г \	&з

(390)

Общее решение уравнения (388) можно написать в следующем виде

Ь = А5 cos р31 4- В5 sin р3t,

где А5 и В5— произвольные постоянные, определяемые по начальным
условиям.

Следовательно, при вилянии кузов совершает гармонические колеба-
ния с частотой р3.

Период колебаний Т7 возрастает с увеличением радиуса инерции массы
кузова рг, длины люлечной подвески Л и уменьшается с увеличением
базы вагона 21?
8. ИЗВИЛИСТОЕ ДВИЖЕНИЕ КОЛЁСНЫХ ПАР И ТЕЛЕЖЕК

Отдельная свободная колёсная пара при отсутствии проката на по-
верхности катания колёс может перемещаться по прямой только до тех
пор, пока её колёса, имеющие коническую поверхность катания, катятся
кругами равного диаметра. В случае поперечного перемещения колёсной
пары радиусы кругов катания равны г2 и (фиг. 256, а). Колесо с боль-
шим радиусом круга катания, проходя большой путь, опережает другое
колесо, и колёсная пара (середина оси) катится по синусоидальной кри-
вой ЛВС, длина которой равна Lu. Такое движение называется извилистым,
и оно продолжается до полного поглощения живой силы колёсной пары
работой сил сопротивления движению.

Фиг. 256. Извилистое движение вагона

Увеличение зазоров между гребнями колёс и головками рельсов при-
водит к усилению колебаний колёсной пары относительно средней оси
пути. Кроме величины зазоров между гребнями колёс и головками рель-
сов, на извилистое движение оказывает большое влияние угол набегания 04
(фиг. 256, б) колеса на рельс. Когда продольная ось экипажа отклоняется
на угол а на прямом участке пути, под тем же углом происходит набе-
гание колеса на рельс. Энергия удара, поглощаемого рельсами и работой
трения, равна

Ми2 sina

2	’

где М — масса экипажа;

v — линейная скорость экипажа.

Наибольший угол отклонения aj продольной оси экипажа от осн пути
определяется из выражения
е

smai“2T1’

где е — наибольший зазор между гребнем колеса и головкой рельса;

21х— база экипажа.

Для ослабления извилистого движения необходимо по возможности
уменьшать величину момента инерции массы экипажа относительно вер-
тикальной оси, проходящей через центр тяжести его обрессоренных частей.

Введём следующие обозначения:

s — расстояние между кругами катания, равное 1580 или 1 590 мм\
п—коничность поверхности катания колеса;

г—радиус колеса по кругу катания;

Г1 и га — наименьший и наибольший радиусы колеса;

R—радиус кривизны кривой АВС;

у—поперечное отклонение середины колёсной пары;

х — путь, проходимый колёсной парой.
Определим длину волны Lu, описываемой серединой колёсной пары.

Середина колёсной пары, отклонившейся в поперечном направлении
на величину у, описывает кривую, радиус которой, как указывалось
выше формулой (68), равен

/?==

sr

2пу ‘

Радиус кривизны кривой АВС (фиг. 256) увеличивается с умень-
шением величины у, т. е. по мере приближения середины колёсной пары
к оси пути; в точке О радиус кривизны становится бесконечно большим,
а затем кривизна меняет знак.

Известно, что вторую производную от поперечного перемещения у
с достаточной точностью можно принять равной кривизне кривой, т. е.

Кривизна кривой принята со знаком минус, так как вогнутость её
обращена в сторону отрицательного направления оси у.

Перенеся все члены в левую часть уравнения, получим

Найдём ~ из выражения (68) и подставим в последнее уравнение
А

„ . 2п _

У +s7S-0-

2п

Обозначив — через р2, получаем

у’ + Р2У = О-

(391)

Решая последнее уравнение, находим
у = A sin рх 4- В cos рх.

Для определения А и В принимаем следующие начальные условия:
прих = 0 у =j0 и при х = У — Уъ-

При этих условиях уравнение траектории точки, находящейся в сере-
дине геометрической оси колёсной пары, имеет вид

У = Уо sin рх,	(392)

или

• 1 /2п
£ = ^osinl/ —х.
у of
Длина волны La равна

£. = 7 = 2’/й'	(393)

а период колебаний

Т = —
и v ’

где 9 — скорость движения колёсной пары.
Тангенс угла отклонения оси равен:

.для х = О

tga = z/' = y0

2п
sr'

(394)

(395)

£

Для изношенных гребней yQ^-^^20 мм. Подставив в формулы (393)
и (395) вместо з, г и п их численные значения, получим для уц = 2Ъмм,
Lu=\8,\m, tg а = 0,0069 и а ^30'.

Движение колёсной пары по закону, выраженному уравнением (392),
возможно только при достаточных разбегах между буксами и их направ-
ляющими. Минимальный разбег между буксой и её направляющей (на
каждую сторону) при расстоянии между серединами шеек осей I и II типа,
равном 2 114 мм, для а = 30' должен
равняться 7,3 мм.

Если зазоры в буксах меньше, то
уменьшается амплитуда yQ соответст-
венно углу. В этом случае

Фиг. 257. График зависимости между
длиной волны, скоростью движения и
периодом виляния одиночной колёсной
пары

Следовательно, с уменьшением
игры в буксах уменьшается амплитуда
колебаний в горизонтальном попереч-
ном направлении. Кроме того, нали-
чие сил трения между колёсами и
рельсами, а также действие возвращаю-

щего усилия в рессорных подвесках уменьшают угол а, несмотря на
достаточную величину зазоров между буксами и их направляющими.

Вагоны со свободно устанавливающимися осями более склонны к виля-
нию, так как у них буксы имеют значительные разбеги в продольном направ-
лении.

На фиг. 257 показаны графически результаты экспериментального опреде-
ления длины волны и периода колебаний для различных скоростей движения
колёсной пары с диаметром колёс 1 м и коничностью поверхностей катания,
равной 1 : 20.

Как видно из графика, длина волны возрастает с увеличением скорости,
что объясняется влиянием жироскопического эффекта колёсной пары, проти-
водействующего вилянию. По формуле (393) длина волны довольно точно опре-
деляется только для скоростей, не превышающих 50—60 км/час.

Период колебаний Ти с изменением скорости от 65 до 105 км/час остаётся
почти постоянным, приближаясь к значению Ти =0,716 сек.	I

Длину волны можно увеличить изменением конусности поверхности ката-
ния колеса, что и осуществляется в вагонах высокоскоростных поездов.

Длина волны LT, описываемая центром шкворня симметричной тележки
с базой 2/а, определяется по формуле:

ir = L./l+(^f = 2,tj/g[l+^)2].	(396)

Данная формула выведена в предположении, что все колёса имеют оди-
наковые диаметры, оси колёсных пар установлены строго параллельно
друг к другу и перпендикулярно к продольной вертикальной плоскости
симметрии тележки* и между буксами и буксовыми направляющими отсут-
ствуют зазоры.

От извилистого движения тележек возникают следующие виды коле-
баний: виляние кузова, боковая качка, поперечный относ и подпрыги-
вание.

Если база вагона 2/3 равна длине волны LT, описываемой центром
шкворня тележки, то виляние кузова устраняется, но создаются благо-
приятные условия для появления значительных колебаний поперечного
относа и боковой качки. Явление резонанса для этих видов колебаний
возможно тогда, когда периоды колебаний поперечного относа и боковой
качки Т5 и Т6, определяемые формулой (387), равны периоду

Т =
и V

Наибольшие амплитуды колебаний кузова при его вилянии можно
ожидать в вагоне с базой 2/3, равной половине длины волны LT, описы-
ваемой шкворнем тележки, и равенстве периодов Т7 [формула (390)] и
Т = — .
и v

9.	ВЫНУЖДЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАГОНОВ

Рельсовые стыки, расположенные друг против друга, вызывают только
вертикальные колебания (подпрыгивание и галопирование) движущихся
вагонов.

Повышение и понижение колёсной пары на ДЛ от мгновенного толчка
изменяет нагрузку на шейки оси на величину ± АР (фиг. 258), кото-
рая равна

ДР =	^Д?,

где J ж—суммарная жёсткость рессор рассматриваемой колёсной пары;
Д?— изменение прогиба рессор.

Изменение нагрузки на ось вызывает подпрыгивание и галопирование
как тележек вагона, так и его кузова, в чём легко убедиться из следую-

Фиг. 258. Схема расположения сил, вызывающих вынужденные
колебания вагонов

щего. Под влиянием ударов на стыках первая колёсная пара через рес-
соры передаёт раме тележки и кузову вагона некоторое усилие ДР. При-
ложив в центрах тяжести Ох и О2 тележки и кузова вагона по две равных
и прямо противоположных силы ± ДР, получаем силы ДР, направленные
вверх и вызывающие подпрыгивание, а также моменты от пары сил ДР/а
и АР13, вращающие обрессоренные части тележки и кузова. При прохож-
дении стыка второй колёсной парой снова появляются силы АР и моменты
от пары сил ДР/2 и ЬР13.

Поперечные горизонтальные силы А//, приложенные к колёсным парам,
создают моменты /^Hl2i &Н13 и	которые вызывают виляние,

боковой относ и боковую качку тележки и кузова.

От толчков на стыках, как было указано, обрессоренные части вагон?
приходят в колебательное движение. Если до удара на следующем стыке
колебания не затухают, то все толчки, действующие через промежутки
времени 7\, равные одному или двум периодам собственных колебаний
обрессоренных частей вагона (Тс = Тв или 2Тс = Тв), могут создать бла-
гоприятные условия для появления резонанса. В этом случае возможно
возрастание амплитуд колебаний до опасных размеров и возникновение

Фиг. 259. Графики колебаний вагонов

сильных толчков, вызывающих
иногда изломы рессор или рам
тележек.

Наиболее сильные колебания
возникают тогда, когда

Тс = Л-

Если Тв = 1,5 то свобод-
ные колебания быстро затухают,
а при Тв"^>2,ЬТс влияние рель-
совых стыков практически стано-
вится незаметным.

Особенно неблагоприятные
условия для плавности хода мо-
гут возникать при критической
^кр

скорости vKp или ~ у вагонов с

короткой базой, когда колебательные движения обрессореннных частей
от ударов на стыках колёсных пар первой тележки суммируются с ко-
лебаниями того же знака, возникающими от ударов на стыках колёсных
пар второй тележки.

На фиг. 259 показаны графики
подпрыгивания хоппера и гондолы,
= 65 4-75 км/час (без учёта влияния
пятипружинные рессорные комплекты.

нарастания амплитуд колебаний
&кр

движущихся в диапазоне =
трения) с тележками, имеющими

В результате сложения движений наблюдается быстрое увеличение ам-
плитуд вертикальных колебаний хоппера, в то время как в гондоле амплиту-
ды почти не изменяются. Теоретически построенные кривые подтвержда-
ются осциллограммами, снятыми при испытании хопперов и гондол
в 1943 г.

Быстрое нарастание амплитуд вертикальных колебаний наблюдается
и в тех случаях, когда вагон имеет базу 2/3, равную длине рельса Lpt и
движется с критической скоростью. У такого вагона первая и третья, а
затем вторая и четвёртая колёсные пары одновременно проходят через
рельсовые стыки, вследствие чего интенсивность толчков увеличивается
вдвое.

Наличие ползуна на колесе вагона не только ухудшает плавность хода
вагона, но и резко повышает напряжения в рельсах. Опыты, произведённые
с колесом вагона хоппера, имевшим ползун глубиной 1,3 мм, показали, что при
скоростях 16—96 км/час напряжения в рельсах увеличиваются почти в два
раза по сравнению с напряжениями, возникающими в рельсах при правиль-
но обточенных колёсах. Ползуны глубиной более 2 мм могут вызвать излом
рельсов или образовать глубокие выбоины на головках рельсов.
Эксцентричные колёсные пары также неблагоприятно воздействуют
на плавность хода. Во время качения эксцентричной колёсной пары центр её
шейки описывает кривую, близкую к синусоиде (трохоиду), вследствие чего
могут возрасти амплитуды колебаний обрессоренных частей кузова и тележек.

В диапазоне эксплуатационных скоростей поездов частота колебаний,
создаваемых эксцентричной колёсной парой, значительно выше частоты соб-
ственных колебаний обрессоренных частей пассажирских вагонов, поэтому
эксцентричность колёсных пар не оказывает заметного воздействия на вынуж-
денные колебания рессор. Однако при критических скоростях, когда число обо-
ротов колеса совпадает с частотой вибраций кузова, может возникнуть явле-
ние резонанса. Резонансные вибрации кузова достигают иногда такой силы,
что продолжительное пребывание в этом вагоне делается невозможным. Уско-
рения, измеренные при испытаниях на полу в середине вагона, в этих случаях
достигали ±4,5 м/сек2.

Частота вибраций кузова металлических вагонов длиной 23,6 м состав-
ляет 15 гц, поэтому скорость, при которой возможно появление резонанса
для колёс с диаметром Ь= 1,05м, равна 3,6t:D • 15= 180 км/час; также
опасными являются скорости 90 и 60 км/час.

Явление резонанса для вибраций кузова можно устранить заменой экс-
центричных колёсных пар точно обточенными.

Овальность шейки оси или колеса, а также неравномерная нагрузка на
рессоры являются причинами нарушения плавности хода вагона. Перекосы
рам или подпятников всегда сопровождаются заметными ухудшениями ходо-
вых качеств вагонов. В этом случае уравновешиванием кузова и заменой рес-
сор нельзя исправить дефекты хода, а следует устранить перекосы.

Теоретическим и опытным путём установлено, что толчки, действующие
в вертикальном или горизонтальном направлениях, могут вызвать одновре-
менное появление всех видов колебательных движений (подпрыгивание, гало-
пирование, боковая качка и др.). Это явление наблюдается в вагонах с несим-
метричной нагрузкой на рессоры, имеющих одинаковую жёсткость и люльки
с наклонными подвесками. Для улучшения ходовых качеств таких вагонов
следует главным образом так подбирать жёсткость рессорного подвешивания
и обрессоренные массы тележек, чтобы они удовлетворяли нижеприведён-
ному соотношению (397).

Если обозначить расстояния от центра тяжести обрессоренных частей
вагона до шкворней тележек через и /2, обрессоренные массы тележек—
и т2, жёсткости надбуксовых рессор тележек—ж2 и ж2 , люлечных—
Жз и Л£3, то для обеспечения плавного хода необходима следующая за-
висимость:

тг ж'2 _	=	(397)

т2 ж2 ж'з 1г

Отклонение центра тяжести обрессоренных частей вагона от продольной
оси симметрии кузова не должно превышать ±50 мм.

10.	КРИТЕРИИ ПЛАВНОСТИ И БЕЗОПАСНОСТИ
ДВИЖЕНИЯ ВАГОНОВ

Влияние неровностей пути и различных неисправностей в ходовых

частях на прочность обрессоренных и необрессоренных деталей, а также
на безопасность движения оценивается коэффициентом динамики,

определяющим отношение нагрузки возникающей при движении ва-
гона, к статической нагрузке Рст от колеса на рельс. В пассажирских

вагонах при скорости движения 100—120 км/час
лах от 0,75 до 1,25, что не является опасным.

Рд,

-р— изменяется в преде-

* ст
“	Р(Эв

У грузовых четырехосных вагонов с пружинным подвешиванием

р ст
может колебаться от 0 до 2,0.

Если обозначить через fcm—статический прогиб надбуксового рессорного
подвешивания, ± z—динамический прогиб, ж — жёсткость надбуксовых1
рессор или пружин, р — вес необрессоренных частей, отнесённый к одному
колесу, и /— их ускорение, то можно написать:

Рде = Р ±	/ + ж (fcm ± г); |

Рст = Р + ж!ст I

Рд1	p±-ji + ж (fcm ± z)

Рст	Р	Ж fcrn

(398}

(399}

Частота вертикальных колебаний обрессоренных частей даже грузовых
вагонов обычно не превышает 3—5 гц, а частота колебаний необрессоренных
частей достигает 40—260 гц. Колебания такой высокой частоты (40—260 гц)
не могут оказывать значительного влияния на сход колеса с рельса и на уве-
личение амплитуд колебаний обрессоренных частей, поэтому в дальнейших
выводах будем пользоваться выражением

Рд< = р + ж (fcm ± z)

Рст Р + Ж}ст

жх
р + ж[ст

= 1 ± кд 

(400)

= 1 ±

По величине 1 + kd проверяют прочность различных узлов вагона, а
по величине 1—kd судят о безопасности движения. Если величина 1 —
— kd ~ 0,30 4- 0,35, то снижается безопасность движения. Большие зна-
чения коэффициента kd (kd = 0,7 4- 1,0) наблюдаются при критических
скоростях (65 — 80 км/час) у грузовых четырёхосных вагонов с короткой
базой, высоким расположением центра тяжести обрессоренных частей и
тележками с пружинным подвешиванием.

Многолетним опытом эксплуатации грузовых вагонов установлено,
что возникающие во время движения вагона толчки не оказывают вредного
воздействия даже на такие грузы, как гончарные изделия, стекло и т. п.,
если изменение нагрузки на рессорное подвешивание не превышает ±25%,
т. е. kd = 0,25. При таких значениях kd в грузовых вагонах можно
перевозить на дальние расстояния также и животных.

Тележки пассажирских вагонов с двойным и тройным рессорным подве-
шиванием в диапазоне эксплуатационных скоростей (до 120 км/час) полностью
обеспечивают безопасность движения, поэтому в настоящем параграфе рас*
сматривается плавность хода пассажирских вагонов с точки зрения физио-
логического воздействия ускорений и частот колебаний на организм чело-
века.

Плавность хода пассажирских вагонов является одним из главных фак-
торов, обеспечивающих удобства для пассажиров. В связи с созданием но-
вых типов вагонов, возрастанием скорости движения и увеличением веса пас-
сажирских поездов проблема спокойствия хода приобретает особенно важное
значение. Поэтому плавность хода пассажирских поездов является объектом
обширных теоретических и экспериментальных исследований.

Опыт показывает, что человек не чувствителен к равномерному движению
в каком-угодно направлении, лишь бы строго сохранялась полная параллель-
ность его положения. Развиваемые при движении ускорения, вызывающие

1 Для существующих типов грузовых тележек берётся жёсткость центрального
рессорного подвешивания.
изменения относительного положения частей тела человека, являются глав-
ными причинами его утомления.

Исследования физиологического влияния толчков и колебаний на орга-
низм человека, осуществляемые применительно к условиям, часто встречаю-
щимся в вагонах, показывают, что чем меньше частота колебаний, тем боль-
шие амплитуды может переносить человек. При амплитудах менее 0,002 см
и высоких частотах на изменение ощущений человека оказывает влияние ско-
рость колебания. При амплитудах больше 0,002 см на ощущение человека ока-
зывают сильное влияние ускорения. Как показывают опыты, у людей, находя-
щихся в вертикальном или горизонтальном положении, при частотах колеба-
ний свыше 8 гц возникает неприятное ощущение в виде головной боли; колеба-
ния с частотами от 4 до 8 гц вызывают неприятные ощущения в области желудка.

Наблюдения показывают, что пассажир, сидящий на мягком диване,
легче переносит колебания вагона по сравнению с пассажиром, сидящим на
жёсткой скамье, так как мягкий диван уменьшает ускорения, передаваемые
от вагона к пассажиру. На мягком диване пассажир хорошо переносит колеба-
ния с частотами 3—8 гц при ускорениях 0,76 —1,20 м/сек2-, большие ускорения
являются беспокоящими. При жёстком диване ускорения 0,76—1,20 м/сек2
допускаются только для частот, меньших 3—4 гц\ с увеличением частоты верх-
ний предел допустимых ускорений резко снижается.

Величиной, характеризующей спокойствие хода, может служить третья
производная от перемещения по времени или производная ускорения кузова
вагона по времени, т. е. z"f = /' . Умножая данное выражение на массу
кузова т2 и заменяя произведение т2 j через силу F, получаем m3z'" = F',
откуда

Полученное выражение показывает, что величина z"' характеризует
скорость изменения силы во времени. Быстрое возрастание силы F или
m3j вызывает ощущение толчка.

Экспериментальные исследования физиологического влияния синусои-
дальных колебаний с различными постоянными амплитудами и частотами
на организм человека показывают, что для оценки влияния ходовых ка-
честв вагона на утомляемость пассажиров может быть рекомендован
следующий показатель:

Сл/ = 2,7 a0’3 N0’5,

(401)

где а — амплитуда колебаний в см;

N — частота колебаний в гц.

Амплитуду колебаний а можно заменить амплитудой ускорений /,
записываемых специальными приборами при испытаниях вагонов.

При синусоидальных колебаниях амплитуда ускорений ] = ak2, где
k — круговая частота (£ = 2лЛ/), поэтому а =	. Подставляя в фор-

мулу (401) вместо а значение /:4л2Л/2, получаем

2,7/0’3
(4л2)0’3 jV0’1

Для определения показателей плавности хода при колебаниях с по-
стоянной частотой, но с переменной амплитудой, НИБ на основании тео-
ретических и экспериментальных исследований предложена формула

Ci = у Cj? n,\i + Ci? Пи + Сз? Из/ + . . . + Ci? tini ,

(402)
где С1х, C2i,. . . , Cni— показатели, вычисленные для каждой группы оди-
наковых амплитуд в предположении. 100%-ной по-
вторяемости их по формуле

с„, = о.9|/	(403)

nJZ, л2/,. . .,пш-— повторяемости одинаковых амплитуд, определяемые отно-
шением числа амплитуд данной величины к общему числу
амплитуд, учитываемых на рассматриваемом участке, т. е,

ПЦ +	+ П31 + • • • + nni — 1 •

В случае наложения колебаний, имеющих разные частоты, для каждой
слагаемой этих колебаний показатель Ct определяется по формуле (402).

Суммарный показатель плавности хода для колебаний одного направ-
ления (вертикального или горизонтального) определяется по формуле

10 / ~ Го То	Го з"

С'- = ]/ (с,3 + сТ + . . . + Cf ) 	(404)

Условный, или суммарный, показатель для вагона в целом определяет-
ся по формуле

20 / Т 20	20 з

с= \/ (cJ + C3J .	(405)

где Си и Си — показатели плавности хода соответственно для вертикаль-
ного и горизонтального направлений, найденные по фор-
муле (404).

Численные значения показателя, оценивающего плавность хода вагона
в зависимости от утомляемости пассажиров, для одного направления или
суммарного для вагона могут быть рекомендованы следующими:

С = 1 — очень хороший ход;

С = 2 — хороший ход;

С = 3 — удовлетворительный ход (предел для пассажирских вагонов):

С = 4 — допустимый ход (предел для грузовых вагонов);

С = 5 — опасный ход.

11. РЕЗУЛЬТАТЫ СРАВНИТЕЛЬНЫХ ИСПЫТАНИЙ РАЗЛИЧНЫХ
ТИПОВ ТЕЛЕЖЕК

В 1937 г. на экспериментальном кольце ЦНИИ проводились испытания те-
лежек пассажирских вагонов. Этим испытаниям подвергались тележки: 1) си-
стемы Фетте; 2) с одинарными продольными балансирами; 3) с тройным рес-
сорным подвешиванием; 4) безбалансирная завода имени Егорова и 5) без-
люлечная системы Ханина.

Тележки сравнивались между собой по величине амплитуд, частоте верти-
кальных и горизонтальных колебаний, по величине ускорений и динамической
перегрузки ходовых частей. Лучшими по плавности хода оказались тележка
системы Фетте, затем безбалансирная завода имени Егорова и с тройным рес-
сорным подвешиванием; худшие показатели имели тележки с одинарными
продольными балансирами и, наконец, системы Ханина. При скоростях дви-
жения около 90 км/час максимальные вертикальные ускорения, измеренные
в середине кузова вагона, иногда достигали 2,2 — 4,1 м/сек2.

Более широкими были испытания 1947—1949 и 1951—1952 гг. Во время
этих испытаний осуществлялась непрерывная запись ускорений на ленте
осциллографа и фиксировались деформации рессор. Для записи деформаций
рессор использовались электрические прогибомеры, показания которых также
регистрировались осциллографом.
Испытанию подвергались тележки пассажирских вагонов длиной 20,2 м
и металлических вагонов длиной 23,6 м, а также грузовых вагонов.

Под кузовами вагонов длиной 20,2 м впервые испытывались бесчелюст-
ные тележки конструкции Калининского завода (постройки 1940 г.) и тележки
системы Ханина (постройки 1947 г.) с увеличенным статическим прогибом и
коэффициентом относительного трения, равным 0,033. Для сопоставления с
тележками новых типов в испытание были включены тележки ЦВТК и те-
лежки металлического вагона длиной 25 м с рессорным подвешиванием
типа тележки системы Фетте.

Под кузовами металлических вагонов длиной 23,6 м были испытаны
челюстные и бесчелюстные тележки серийной постройки и несколько улуч-
шенные за счёт более рационального подбора жёсткости рессор челюстные,
а также тележки с центральным подвешиванием системы Ханина с четырьмя
и пятью пружинами в комплекте. Углы наклона клиньев к вертикали
в тележках Ханина равнялись 45 и 2°.

В табл. 30 приведены параметры рессорного подвешивания тележек пас-
сажирских вагонов, проходивших испытания в 1947 — 1948 гг.

Таблица 30

Параметры рессорного подвешивания тележек 1

№ ва-  гонов	Тип вагона и тележки	Средний ста- тический прогиб в см	Средняя жёсткость в кг/см	К оэффициент относительно- го трения
4029	Металлический вагон, челюстные тележ- ки серийной постройки 		13,8	827	0,065
502	Металлический вагон, челюстные тележ- ки с улучшенным рессорным подвешива- нием 		14,5	770	0,054
4025	Металлический вагон, тележки с пяти- пружинным центральным подвешиванием и клиновым амортизатором системы Ха- нина 		13,0	838	0,03
4028	Металлический вагон, тележки с четы- рёхпружинным, центральным подвешива- нием и клиновым амортизатором системы Ханина 		16,6	660	0,033
140	Вагон длиной 20,2 м, тележки ЦВТК . .  Вагон длиной 20,2 м, тележки бес-  челюстные (постройки 1940 г.)		12,0	732	0,085
3176		13,8	656	0,136*
4619	Вагон длиной 20,2 м, тележки с цен- тральным рессорным подвешиванием, со- стоящим из шести конических пружин, и клиновыми амортизаторами системы Ха- нина 		11,0	842	0,083

* Рессорные листы имели глубокие задиры.

Испытания производились на прямых и на кривых (7? = 480 м) участках
пути при скоростях 40—110 км/час. Состояние пути на опытном участке оце-
нивалось как хорошее, рельсы — весом 45 кг/м, число шпал — 1 680 шт/км,
балласт =— щебёночный.

Изменения показателей плавности хода в вертикальном направлении
в зависимости от скорости движения для шести пассажирских вагонов, прохо-
дивших испытания, показаны графически на ф)иг. 260. Показатели плавности
хода определялись по фюрмулам (402) — (404) на основании данных, получен-
ных при обработке осциллограмм, снятых во время испытаний.

Согласно графзику тележки пассажирских вагонов имеют показатели плав-
ности хода в вертикальном направлении, равные 2,5—3,5, в зависимости от
типа рессорного подвешивания и скорости движения.
Все испытанные металлические вагоны имеют лучшее качество хода, чем
вагоны с деревянными кузовами. Металлический вагон № 502 с рессорами,
у которых жёсткость пропорциональна их нагрузке, имеет наилучшие ходо-
вые качества.

Вагоны № 4025 и № 4028 с тележками, имеющими центральное подвешива-
ние конструкции Ханина, обладают лучшими показателями вертикальной
плавности хода, но устойчивость кузова у них недостаточная. Тележки также

Фиг. 260. Показатели плавности хода пассажирских
вагонов

с центральным подвеши-
ванием конструкции инж.
Ханина (вагон № 4619)
имеют наихудшую плав-
ность хода, но обеспечи-
вают достаточную устой-
чивость кузова.

Бесчелюстные тележки
постройки 1940 г. (спроек-
тированные на базе теле-
жек ЦВТК) создают за-
метное виляние кузова ва-
гона и галопируют. Те-
лежки ЦВТК и тележки
металлического вагона дли-
ной 25 м по плавности хода
оказались несколько хуже,
чем тележки металлических
вагонов длиной 23,6 м.

Вертикальная динамическая добавка, обусловленная неровностями пути,
составляла для рессор центрального подвешивания 15% и надбуксового 30%
от статической нагрузки. Под влиянием бокового ветра и центробежной силы
указанные деформации рессор несколько увеличивались.

Величины деформаций надбуксовых рессор от галопирования указаны
в табл. 31.

Таблица 31
Величины деформаций надбуксовых рессор

№ вагона	4029	502	4025	3176	140	4619
Деформация рессор вследствие галопирования в % от общей динамической деформации . .	49	38	45	54	0	21

Во время испытаний в 1949 г. бесчелюстных тележек металлических ва-
гонов длиной 23,6 м установлено, что амплитуды колебаний галопирования
рам этих тележек несколько больше, чем челюстных тележках с неизношен-
ными буксовыми направляющими и пазами корпусов букс, а при взно-
сах данных частей амплитуды примерно одинаковы у обоих типов тележек.
Частота колебаний галопирования рамы тележки составляет 8 гц.

На основании анализа результатов последних и ранее проведённых испы-
таний для тележек металлических вагонов современной постройки можно
рекомендовать следующие параметры: статический прогиб рессор под тарой
160—180 лиг,, суммарный коэффициент относительного трения 0,035—0,050;
база тележки 2,3—2,4 м\ вес тележки не более 6,5—7,0 т.

Тележки с такими параметрами будут иметь лучшие ходовые качества,
чем существующие конструкции.

Из тележек грузовых вагонов в 1947—1948 и 1951—1952 гг. испытаны сле-
дующие:

1	— тележка со сборными боковинами и рессорными комплектами
из пяти двухрядных пружин в каждом;
2	— тележка с литыми боковинами и комбинированным рессорным подве-
шиванием (типа УВЗ);

3	— бессвязевая тележка с литыми боковинами и комбинированным рес-
сорным подвешиванием (типа М-44);

4	— канадская тележка с рессорными комплектами из четырёх двухряд-
ных пружин и амортизатора Майнера в каждом;

5	— бессвязевая тележка с литыми боковинами и комбинированным рес-
сорным подвешиванием (типа МТ-50);

6	— тележка системы Ханина с пружинными комплектами переменной
гибкости и клиновыми амортизаторами; угол наклона клина равен 45°.

Тележки испытывались со скоростями 30—100 км/час под кузовами
крытых вагонов, гондол, цистерн, хопперов, платформ и изотермических
вагонов. В тележках 1 — 5 статический прогиб fcm рессорного подвешива-
ния в зависимости от числа пружин и полезной нагрузки (9 — 60 т) со-
ставлял 6 — 22 мм. В тележках системыХанина статический прогиб равнялся
20—30 мм. Коэфициент относительного трения ф в тележках с чисто пру-
жинным подвешиванием составлял 0,005 — 0,020, с комбинированным
подвешиванием — 0,03— 0,06 и системы Ханина—0,08 — 0,12.

Как показали испытания крытого четырёхосного гружёного вагона,
тележка 1 с пятипружинным комплектом (fcm = 18 мм, ср = 0,02) при
скоростях 70— 100 км: час обладает наихудшими ходовыми качествами
в вертикальном направлении. Нагрузка на рельсы изменялась в широких
пределах (£<? = 0,45-4- 1,0). Такая тележка в эксплуатации создаёт неблаго-
приятные воздействия на перевозимые грузы и путь.

Тележки 2, 3 и 5 с литыми боковинами и комбинированным рессорным
подвешиванием с коэффициентом относительного трения 0,04 — 0,06, усту-
пая по плавности хода при скоростях до 40— 50 км/час тележке 1 с пяти-
пружинными комплектами, показали относительно лучшие ходовые качест-
ва в вертикальном направлении при скоростях 50—100 км/час (kd = 0,35 -4-
4- 0,70) под всеми типами кузовов грузовых вагонов. Однако все тележки
с комбинированными рессорными комплектами, особенно бессвязевые (М-44
и МТ-50), имеют плавность хода в горизонтальном направлении худшую,
чем у тележек с пружинным подвешиванием (горизонтальные ускорения,
измеренные у подпятников в тележках МТ-50 при скорости 100 км!час,
достигают 6,5 м'сек2), что объясняется большей жёсткостью в горизон-
тальном направлении комбинированного рессорного комплекта и жёсткого
соединения надрессорной балки с боковинами бессвязевой тележки.

Тележка 4 обладает неудовлетворительными ходовыми качествами
вследствие недостаточной мощности и неустойчивости характеристики
амортизатора Майнера.

Тележки 6 с рессорным подвешиванием системы Ханина под всеми
типами кузовов вагонов показали наилучшие ходовые качества в верти-
кальном и горизонтальном поперечном направлениях при скоростях 40—
100 км'час. У этих тележек величина kd в вертикальном направлении при
скоростях движения 70—100 км/час для частично (9 m) и полностью (48 т)
загруженных крытых вагонов составляла kd = 0,25 4- 0,5.

Все приведённые показатели плавности хода и коэффициенты динамики
для тележек пассажирских и грузовых вагонов получены во время поездок
по опытному участку со скоростями до 100 км/час, что примерно соответ-
ствует скоростям 70 — 80 км/час при следовании поезда на участках со
средним состоянием пути.

На фиг. 261 показаны графики изменения коэффициента 1 ± kd в вер-
тикальном направлении для тележек четырёхосных цистерн с четырёх-,
пятью- и шостьюгружинными комплектами, а также комбинированными
рессорными комплектами.

Как видно из графика, гружёные четырёхосные цистерны имеют крити-
ческие скорости в диапазоне эксплуатационных скоростей. Для повышения
безопасности движения необходимо в тележках цистерн пружинные комплекты
20»
заменять комбинированными. Во время движения со скоростями свыше 50 —
60 км/час наблюдается сильное виляние цистерн.

Неблагоприятную вертикальную динамику имеют и хопперы с тележками,
имеющими пятипружинные комплекты. На фиг. 262 показаны графики изме-
нения коэффициента 1± kd Для четырёхосного хоппера с нагрузкой на пружины
67 920 кг. Графики (фиг. 262) построены на основании результатов испытаний,
производившихся в 1943 г. на участке с рельсами типа 1-а длиной 12,5 м и

Фиг.в 261. Графики изменения коэффициента вертикальной
динамики четырёхосной цистерны в зависимости от типа рессор-
ного подвешиваниями скорости движения:

/—тележки с четырёхпружинными’ комплектами; 2—тележки с пяти-
пружинными комплектами; 3— тележки с шестипружинными комплек-
тами; 4—тележки ^комбинированными комплектами; 5—тележки
системы инж.-Ханина

гравийным балластом; состояние пути — хорошее. При скоростях 67,5 км/час
наблюдалось полное сжатие пружин, что подтверждается очертанием осцилло-
грамм (фиг. 263, а), снятых при испытаниях.

Хоппер, оборудованный комбинированными рессорными комплектами
(фиг. 263,6), следуя в диапазоне критической скорости 72 — 77 км/час,
имел изменение нагрузки около ±65%.

Интенсивное нарастание амплитуд вертикальных колебаний и изменение
нагрузки на пружины обусловливаются наличием короткой базы, высоким
расположением центра тяжести обрессоренных частей и малым коэффициентом
относительного трения пружинного комплекта. Во время движения хоппера
со скоростью свыше 50—60 км/час возникает сильная боковая качка.

На основании последних, а также и ранее проведённых испытаний теле-
жек грузовых вагонов можно сделать следующие выводы.

1.	Для обеспечения плавности хода грузовых вагонов в тележках целе-
сообразно иметь рессорные комплекты с возможно большим статическим
прогибом. При существующих ограничениях разности высот ударно-тяговых
приборов статический прогиб рессорного подвешивания тележек вагонов
с полной нагрузкой следует принимать равным 30—40 мм, а при частичной
нагрузке (9,0 т) крытого вагона — не менее 20 — 25 мм.

2.	Запас прогиба рессорного комплекта должен составлять не менее 90%
от статического прогиба под полной нагрузкой брутто.

Фиг. 262. Графики изменения коэффициента вертикальной ди-
намики хоппера в зависимости от типа рессорного подвешива-
ния и скорости движения:

1—тележки с пятипружинными комплектами; 2—тележки
с комбинированными комплектами

3.	Применением различного рода амортизаторов необходимо устранять
возможность появления резонанса. Для рессорного подвешивания тележек

грузовых вагонов коэффициент относительного трения следует выбирать рав-
ным 0,08—0,10.

4.	Люлечное подвешивание
является необязательным, так как
фрикционное и упругое воздей-
ствие центрального подвешивания
(тележки системы Ханина и другие
тележки с пружинами) смягчает
боковые толчки и обеспечивает без-
опасность движения.

5.	Одним из основных средств
улучшения хода вагонов является
снижение веса необрессоренных
частей тележки, что отчасти до-
стигается уменьшением её базы.

6.	Интенсивность толчков, воз-
никающих от неровностей пути,
зависит от величины отношения
обрессоренных и необрессоренных
масс тележки. Наиболее сильные
вертикальные толчки, возникающие

Фиг. 263. Осциллограммы колебаний обрес-
соренных частей хоппера с тележками:

а—имеющими пятипружинные комплекты,
при скорости движения 67,5 км!час\б—име-
ющими комбинированные рессорные комплек-
ты при скорости движения 72—77 км!час

во время движения грузового ваго-
на, обусловлены подпрыгиванием
и галопированием кузова. Верти-
кал ьныеудары, передаваемые рель-
сам от тележки с пружинными
комплектами, значительно больше, чем от тележек, оборудованных рес-
сорным подвешиванием с различными типами амортизаторов.

7.	Бессвязевые тележки создают боковое горизонтальное давление на рель-
сы на 25—30% больше, чем тележки с поперечными связями.

13. БОРЬБА С ШУМОМ В ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНАХ

На самочувствие пассажиров большое влияние оказывает шум, возникаю-
щий во время движения вагона. Шум является одной из причин утомляемости
пассажиров.

Для измерения уровня шума принята специальная физическая еди-
ница— фон. В вагонах дальнего следования рекомендуется ограничивать
уровень громкости шума 60, а в пригородных — 70 фонами.

Шумы, наблюдаемые в пассажирском вагоне, можно разделить на две
группы: внешние шумы, возникающие вне кузова, и внутренние, создавае-
мые в кузове вагона. Главными источниками внешних шумов являются со-
ударение колёсных пар с рельсами, букс с их направляющими и трение в раз-
личных узлах тележки. Высокочастотные звуковые колебания от тележки
передаются полу вагона и приводят его, а также связанные с ним ограждающие
поверхности кузова в колебательные движения высокой частоты, которые всегда
сопровождаются появлением шума.

К источникам внутреннего шума относятся вибрации различных деталей
внутреннего оборудования кузова вагона. Вибрации, возникающие в вагон-
ных конструкциях, создают шумы, проникающие в кузов по металлическим
деталям и через воздух.

Более благоприятные условия для возникновения и распространения
шума имеются в металлических вагонах, где, кроме тележки, источником шума
является вибрация обшивки стенок, крыши и пола кузова. В вагонах с дере-
вянными кузовами источником шума в основном является тележка.

Для устранения шума необходимо уничтожить так называемые акусти-
ческие мостики между соударяющимися или трущимися частями тележки и
между тележкой и кузовом. С этой целью применяются звукоизолирующие
материалы — резина, войлок, пробка и т. д. Лучшим изолятором является
резина.

Во избежание звукового резонанса следует выбирать изоляционную про-
кладку такой толщины, чтобы собственная частота её колебаний была меньше
нижнего частотного предела слышимости, т. е. меньше 16 гц.

Собственную частоту колебаний резиновой прокладки с расположенной
на ней массой вагона можно определить (без учёта сопротивлений) из выраже-
ния

<4О6>

где Ед — динамический модуль упругости прокладки в кг/см\

g—ускорение силы тяжести в см/сек2',

h — толщина прокладки под нагрузкой в см\

р — удельное давление на прокладку в кг/см2',

т) — коэффициент формы, т. е. отношения опорной поверхности про-
кладки к её свободной поверхности.

К свободной поверхности относятся все поверхности, не связанные с ме-
таллом и через которые происходит выпучивание резины при деформации.
Наличие отверстий и канавок в прокладке увеличивает свободную поверхность
и уменьшает динамический модуль упругости. Для наиболее прочной и твёр-
дой резины динамический модуль упругости принимается до 150 кг/см2 , а наи-
большее допускаемое удельное давление на резиновую прокладку 25 кг!см2.

Толщина прокладок обычно принимается не свыше 25—35 мм.
Для ограждения кузова от проникновения в него всех возникающих
в ходовых частях звуковых колебаний резиновые прокладки располагают
между пятником и шкворневой балкой рамы или между подпятником и надрес-

сорной балкой. Целесообразно прокладку ставить пятником. Одновременно с постановкой прокладок прокладки и у скользунов.  Кроме того, резиновые прокладки желательно	между пятником и под- у пятников применяют  иметь под балансирами,

над пружинами и эллиптическими рессорами, между торцами надрессорной бал-
ки и рамой тележки, между буксами и челюстями.

Возникающий во время движения вагона неприятный шум от вибрации
тонкой обшивки кузова можно устранить, если покрыть внутреннюю поверх-
ность металлических листов слоем эластичной смолистой мастики толщиной
3—5 мм.
ГЛАВА XI

РАМЫ И КУЗОВА ВАГОНОВ

1.	КЛАССИФИКАЦИЯ И ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ УСТРОЙСТВА

Кузовом называется часть вагона, предназначенная для размещения пас-
сажиров или грузов. Основанием кузова является рама. Рамой называется
основная часть вагона, на которой, кроме кузова, устанавливаются ударно-

тяговые приборы и тормозное оборудование. В пассажирских и специальных
грузовых вагонах к раме прикрепляется различное вспомогательное оборудо-
других целей. Рама опирается на ходовые

И

вание для освещения, отопления

Фиг. 264. Общая схема рамы

части вагона. Рама воспринимает все
основные усилия, действующие на ва-
гон, и состоит из системы продольных
и поперечных балок. Принципиальная
схема рамы в общем виде показана на
фиг. 264. Продольные балки рамы 1
и 2 связываются между собой попереч-
ными балками 3, 4 и 5. Концевые попе-
речные балки 3 используются для уста-
новки буферов и называются буфер-
ными брусьями. Наружные про-

дольные балки 1 принято называть боковыми. Балки 1 и 3 образуют
внешний контур, характерный для рам всех видов. Наличие и назначение

остальных элементов зависит от типа рамы.

В зависимости от типа ходовых частей рамы делятся
на две основные группы: рамы нетележечных вагонов и
рамы тележечных вагонов. В первом случае рама опирается на
рессоры, подвешенные к боковым балкам /, причём количество рессор опре-
деляется числом колёсных пар вагона. Во втором случае рама опирается на
подпятники тележек через пятники 6, установленные на балках 4 в точках
их пересечения с продольной осью вагона. Тележки могут свободно вращаться
вокруг шкворней, проходящих через пятники и подпятники. Поперечные
балки 4 в этом случае носят название шкворневых.

По типу упряжи рамы разделяются на рамы со сквоз-
ной (неразрезной) упряжью и с несквозной (разрезной) упряжью
или автосцепкой.

При наличии сквозной упряжи растягивающие усилия, действующие
в составе, передаются на раму частично, а сжимающие — полностью и вос-
принимаются буферными брусьями 3 и боковыми балками 1. Продольные бал-
ки 2 отсутствуют и по условиям установки упряжи заменяются аппаратными
и диагональными брусьями (см. фиг. 265). Поперечные балки сохраняют-
ся для связи между боковыми и для подкрепления диагональных брусьев.

Через рамы с несквозной упряжью передаётся тяговое усилие всего по-
езда, когда вагон находится в голове состава. Поэтому для обеспечения необ-
ходимой прочности рамы число продольных элементов увеличивается добавле-
нием балок 2, Упряжные устройства передают растягивающие усилия непо-
средственно на балки 2. При наличии автосцепки на эти же балки передаются
и сжимающие усилия. По условиям установки упряжных устройств расстоя-
ние между балками 2 предусматривается небольшим (327 — 350 мм)\ балки
связываются между собой и превращаются в одну сквозную центральную
балку, которая называется хребтовой.

Балки 5 называются промежуточными поперечными;
в тележечных вагонах, оборудованных автосцепкой, эти балки выполняются
разрезными для пропуска элементов хребтовой балки.

По роду материала рамы разделяются на металли-
ческие идеревянн о-м еталлические.

Во вновь строящихся вагонах рамы изготовляются исключительно из ме-
талла. Деревянно-металлические рамы сохранились в двухосных крытых
вагонах и платформах грузоподъёмностью 16,5 — 18 т, в части двухосных
цистерн и некоторых пассажирских вагонах со сквозной упряжью.

По технологическим признакам рамы делятся па к л ё-
паные, сварные и смешанной конструкции.

В большинстве пассажирских и некоторых конструкциях грузовых ва-
гонов постройки прежних лет рама является основным несущим
элементом. При этом кузов не участвует в воспринятии основных на-
грузок. К таким вагонам относятся: пассажирские вагоны длиной 14; 18 и
20,2 м, крытые грузовые вагоны грузоподъёмностью 16,5 — 18 т и 20 тг
изотермические вагоны и некоторые другие.

В платформах кузов состоит из пола и откидных бортов небольшой высоты.
Пол и борта, изготовленные из деревянных досок, по механическим свойствам
самого материала и по способу его крепления к металлическим частям не могут
разгружать раму. При металлических бортах последние также не считаются
несущими, так как они соединены с рамой посредством шарниров, имеющих
значительные зазоры. В транспортёрах рама только в средней части покры-
вается металлическим листом, а кузов отсутствует. В цистернах жидкие грузы
перевозятся в резервуарах (котлах), которые обычно так устанавливаются на
рамах, что не участвуют в их разгрузке. Однако при ином конструктивном
оформлении котёл может быть использован для воспринятия основных нагру-
зок, т. е. выполнять роль рамы (см. ниже о безрамных цистернах).

В современных пассажирских вагонах, а также грузовых крытых изотер-
мических и полувагонах рама составляет одно целое с ку-
зовом, который также воспринимает основные нагрузки. В этих вагонах
достигается более полное использование металла конструкции вагона, рама
разгружается и является неотъемлемой частью кузова.

В общем случае кузов состоит из рамы, боковых и лобовых стенок, пола,
крыши, внутреннего оборудования, дверей, окон, люков, запорных и других
механизмов.

По принципу устройства кузова вагонов могут быть разде-
лены на три основных вида:

1)	кузова со свободно несущей рамой, в которых рама,
независимо от кузова в целом, воспринимает все основные нагрузки
вагона;

2)	кузова с несущими боковыми стенками и ра-
мой; в этом случае боковые стенки жёстко связаны с рамой и воспринимают
значительную часть вертикальной, а в некоторых вагонах и продольной на-
грузок;

3)цельнонесущие кузова, здесь уже не только боковые стен-
ки, но и пол и крыша участвуют в совместном воспринятии всех нагрузок,
действующих на вагон.

По роду применяемых материалов кузова разделяются
на цельнометаллические, металлические, с металлическим каркасом и дере-
вянной обшивкой, а также с деревянным каркасом и обшивкой (деревянные
кузова).

В цельнометаллических кузовах металл используется для
изготовления рамы, каркаса, обшивки и внутренних перегородок.
зависимости от техноло
вают клёпаные, сварные

Фиг. 265. Схема кузова нетележечного
вагона со свободно несущей рамой и
сквозной упряжью

В металлических1 кузовах внутренняя обшивка и оборудова-
ние, а также отделка выполняются из дерева (пассажирские и изотермиче-
ские вагоны с цельнонесущими кузовами).

В кузовах с металлическим каркасом пол, стенки и
крыша (в крытых, изотермических и пассажирских вагонах) обшиваются
досками.

В деревянных кузовах каркас (остов) кузова стоечной или раскос-
но-стоечной конструкции изготовляется из дерева твёрдых пород (дуб, листвен-
ница, ясень) и обшивается сосновыми досками.

гии изготовления кузова бы-
I смешанной конструкции.

Преимущественное распространение за
последние 15 — 20 лет получили свар-
ные соединения, которые позволяют
усовершенствовать технологический про-
цесс постройки и несколько снизить вес
кузова. Применение современных видов
автоматической, полуавтоматической и
контактной сварки, разработанных совет-
скими специалистами, создаёт ещё боль-
шие возможности в этом направлении.

В ряде случаев весьма целесооб-
разны смешанные конструкции кузовов,
в которых элементы, подверженные по-
вреждениям и ремонту, присоединяются
заклёпками. Периодически сменяемые
детали кузова для облегчения ремонта
прикрепляются к каркасу болтами или
другими видами разъёмных соединений.

В настоящее время отечественная промышленность выпускает четырёх-
осные грузовые вагоны (крытые, изотермические и полувагоны) с цельноне-
сущими кузовами или с несущими боковыми стенками и рамой, а пассажир-
ские вагоны — исключительно с цельнонесущими кузовами. Однако в экс-
плуатации находится значительное количество вагонов, имеющих кузова со
свободно несущими рамами.

Примерная схема кузова нетележечного вагона со
свободно несущей рамой и сквозной упряжью по-
казана на фиг. 265. Рама этого вагона деревянно-металлическая, а кузов —
деревянный.

В приведённой схеме распределённая вертикальная нагрузка с интенсив-
ностью q передаётся на боковые балки /, которые опираются на рессоры (на
схеме показаны равнодействующие реакций рессорных подвесок Л). Продоль-
ная ударная нагрузка через буфера И передаётся на буферные брусья 2
и от них на боковые балки. Продольная тяговая нагрузка от аппарата сквоз-
ной упряжи 12 передаётся на поперечные аппаратные брусья 3 и от них через
продольные аппаратные брусья 13 и диагональные 4 — на остальные элемен-
ты рамы. Наиболее нагруженными оказываются боковые балки, подвергаю-
щиеся главным образом изгибу в вертикальной плоскости и сжатию. Ударные
усилия, достигающие значительной величины, сильно нагружают буферные
брусья, изгибая их в горизонтальной плоскости. Диагональная жёсткость
рамы обеспечивается узлами соединения продольных балок с буферными брусь-
ями и диагональными брусьями, к которым прикреплён деревянный настил
пола. Боковые балки связываются между собой промежуточными поперечны-
ми балками 5, которые одновременно подкрепляют диагональные брусья,

1 Вагсны с металлическими кузовами (металлические вагоны) часто называют
цельнометаллическими вагонами.
Фиг. 266. Схема свободно несущей рамы не-
1 сложенного вагона с разрезной упряжью

а в тормозных вагонах служат для подвески тормозного оборудования. Бо-
ковые и лобовые стенки кузова прикрепляются к раме через ряд стоек 6,
верхние концы которых связываются между собой верхними обвязочными
брусьями 7 и крышевыми дугами 8.

Боковые балки рамы и буферные брусья изготовлены из стального про-
ката — швеллеров; остальные элементы рамы — деревянные или металли-
ческие. Полки швеллеров буферных брусьев расположены горизонтально и
обращены внутрь рамы, а полки боковых балок — в наружные стороны рамы.
Расстояние между боковыми швеллерами зависит от положения приклёпан-
ных к их нижним полкам кронштейнов рессорных подвесок. В существующих
конструкциях нетележечных вагонов это расстояние обычно равно 2 024 мм,
а между плоскостями рессорного подвешивания — 2 114 мм, что соответствует
расстоянию между серединами шеек осей 1 и II типов. Ширина кузова, огра-
ниченная габаритом, больше, чем расстояние между боковыми балками.
Поэтому прикрепление деревянных стоек боковых стенок к раме осуществляет-
ся через специальные металличе-
ские кронштейны 9.

Надёжности прикрепления
стоек к раме уделяется особое
внимание, так как этими узлами
воспринимаются инерционные уси-
лия, действующие на верхнюю
часть кузова и стремящиеся вы-
звать перекос последнего. Кроме
того, при прочном закреплении
стойки лучше противодействуют
усилиям распора, возникающим
при загрузке вагона сыпучими
грузами.

Узлы соединения стоек с крон-
штейнами связываются в продоль-
ном направлении нижним обвязоч-

ным металлическим угольником 10, что увеличивает жёсткость каркаса и
облегчает укрепление обшивки стенок и настила пола. Настил пола делается
из досок, которые укладываются поперёк рамы.

В грузовых вагонах стенки и крыша обшиваются досками, которые обычно
укладываются горизонтально вдоль каркаса и способствуют предохранению
кузова от перекосов. В пассажирских вагонах (с кузовами этого вида) каркас
боковых и лобовых стенок усиливается раскосами и обшивается досками с на-
ружной и внутренней стороны; снаружи кузовов стенки в большинстве слу-
чаев покрываются тонкими стальными листами.

Крыша как грузовых, так и пассажирских вагонов покрывается кровель-
ной сталью.

Рассмотренная схема кузова со свободно несущей рамой осуществлена
в двухосном крытом вагоне грузоподъёмностью 16,5 — 18 т. Подобную схему
рамы имеют двухосные платформы грузоподъёмностью 16,5 — 18 т, причём
боковые балки рамы усиливаются шпренгелями. Кроме того, имеется неболь-
шое количество пассажирских вагонов с подобными кузовами.

На фиг. 266 показана схема свободно несущей металли-
ческой рамы нетележечного вагона с разрезной
упряжью. Здесь большая часть вертикальной нагрузки с интенсивностью qx
воспринимается хребтовой балкой 1 и через поперечные 2, а также через бу-
ферные брусья 4 передаётся на боковые балки 3. Кроме того, на боковые
балки непосредственно действует часть нагрузки с интенсивностью q6. Тяговые
и ударные усилия от автосцепки передаются непосредственно на хребтовую
балку. Ударные усилия могут передаваться и через буфера на все балки рамы.
Диагональная жёсткость обеспечивается узлами соединения. продольных и
поперечных элементов рамы, которые выполняются из стальных швеллеров.
По рассмотренной схеме выполнены рамы двухосной платформы и двухос-
ного крытого вагона грузоподъёмностью 20 т. Каркас кузова последнего
(металлический, из углового стального проката) обшивается досками. Схема
каркаса подобна показанной на фиг. 265. Аналогичную схему имеют рамы двух-
осного пассажирского вагона длиной 14 м и некоторых других вагонов (изотер-
мические, цистерны).

В отличие от рассмотренных нетележечных конструкций, в которых опо-
рами кузова являются рессорные кронштейны, укреплённые на боковых бал-

Фиг. 267. Схема свободно несущей рамы те-
лежечного вагона с разрезной упряжью

приходящаяся на хребтовую балку 1. пере-

Фиг. 268. Схема свободно несущей рамы пасса-
жирского тележечного вагона с разрезной
упряжью

ках, кузов тележечного вагона
имеет две главные точки опоры—
пятники, расположенные на про-
дольной оси вагона, а ширина
рамы соответствует ширине кузова.
Боковые стенки кузова непосред-
ственно связываются с боковыми
балками рамы. Основная верти-
кальная нагрузка воспринимается
продольными элементами рамы и
передаётся на поперечные шкворне-
вые балки, расположенные над
пятниками параллельно буферным
брусьям.

Тележечные вагоны со свободно несущими металлическими рамами без
хребтовой балки (со сквозной упряжью) сохранились до настоящего времени
только в небольшом количестве (четырёхосные пассажирские вагоны длиной
18 лг).

Типовая схема металлической рамы тележечного вагона
с разрезной упряжью показана на фиг. 267.

В грузовых вагонах с рамами данного вида часть основной вертикальной
нагрузки (с интенсивностью^),
даётся непосредственно на пят-
ники и частично через попереч-
ные элементы 4 на боковые
балки 3, а от них на шкворне-
вые 2. На боковые балки также
приходится часть вертикальной
нагрузки (с интенсивностью q6),
которая передаётся на шкворне-
вые балки 2 и от них на пят-
ники. На фигуре показаны сум-
марные вертикальные реакции
пятников Ал. По указанной
схеме выполнены рамы четырёх-
осных платформ.

В пассажирских тележечных
вагонах со свободно несущей
рамой и разрезной упряжью
(фиг. 268) основная вертикаль-
ная нагрузка, обусловленная

главным образом собственным весом конструкции (вес пассажиров относитель-
но невелик), воспринимается преимущественно боковыми балками 3 и от них
через поперечные элементы 4, хребтовые балки 1 и шкворневые 2 передаётся
на пятники (вертикальная реакция А п). От поперечного опрокидывания кузов
предохраняется двумя парами боковых скользунов <$, расположенных на
шкворневых балках по обе стороны пятников. Вследствие большого пролёта
(до 14 м) боковые балки 3 усиливаются двухколоночными шпренге л я-
м и. Шпренгель состоит из струны 5, стоек 6 и стяжной муфты 7, которой
регулируется натяжение струны. Иногда регулировочные муфты размещаются
в стойках 6.

В элементах шпренгеля возникают деформации растяжения или сжатия
вместо деформации изгцба в подкрепляемой балке. Поэтому шпренгельная
система позволяет лучше использовать материал и тем самым снизить вес
конструкции.

Эффективность шпренгельного усиления зависит от первоначальной за-
тяжки струны. Слабо затянутый шпренгель не усиливает балку, а перетяну-
тый может создать в ней опасные начальные напряжения. В эксплуатации
шпренгели требуют постоянного наблюдения вследствиё возможного ослаб-
ления затяжки. Поэтому этот вид усиления применяется главным образом
в пассажирских вагонах, где лучше обеспечивается такое наблюдение. Продоль-
ные сжимающие нагрузки на буфера или автосцепку воспринимаются всеми
элементами рамы, кроме шпренгелей. Растягивающие усилия передаются на
все элементы рамы.

В некоторых конструкциях вагонов (например изотермических) шпрен-
гели ставятся не на боковые, а на хребтовые балки. Усиление хребтовой балки

Фиг. 269. Сварная рама четырёхосного пассажирского вагона длиной 20,2 м

шпренгелями, размещёнными в вертикальной плоскости, нельзя считать целе-
сообразным, так как хребтовая балка в значительной мере загружена продоль-
ными (горизонтальными) усилиями; места присоединения элементов шпрен-
геля к балке являются зонами концентрации напряжений, что особенно не-
благоприятно сказывается на прочности рамы при ударном и переменном дей-
ствии продольных нагрузок.

Каркас кузова пассажирского вагона изготовляется из дерева. Он имеет
собственную нижнюю обвязочную раму, к которой присоединяются стойки и
раскосы стенок. Каркас прикрепляется к раме специальными болтами (стяж-
ками) и обшивается досками, а снаружи, кроме того, тонкими стальными ли-
стами (см. § 2 главы XVI).

Рассмотренная схема рамы (фиг. 267 и 268) осуществлена в четырёхосных
платформах, части изотермических вагонов и в большинстве четырёхосных
пассажирских вагонов довоенной постройки.

В качестве примера рассмотрим устройство металлической сварной рамы
(фиг. 269) четырёхосного пассажирского вагона длиной 20,2 м. Все балки
р<мы, кроме буферных брусьев, выполнены из швеллеров № 26 (260 X 90 X

X 10 мм). Хребтовая балка 1 образуется двумя швеллерами. Расстояние
между швеллерами равно 327 мм. Последнее необходимо для установки упряж-
ных приборов. Шкворневая балка 2 состоит из двух швеллеров и усиливается
листовыми накладками толщиной 10 мм. Поперечные балки 3 делаются разрез-
ними для пропуска швеллеров хребтовой балки, которые в этих местах связы-
ваются между собой диафрагмами 4. Сварные узлы пересечения поперечных
и хребтовых балок усиливаются листовыми накладками 5. Струна 7 шпрен-
геля делается круглого сечения диаметром 55 мм и имеет стяжную муфту 8.
Участки боковых балок 6 за пределами шпренгелей усиливаются швеллерами 9,
которые по концам служат для образования тамбурной площадки. Буферные
брусья 10 состоят из швеллеров № 30, верхних и нижних горизонтальных ли-
стов толщиной 10— 12 мм. Последние усиливают сечение буферного бруса,
что целесообразно при его изгибе в горизонтальной плоскости.

До 1931 г. рамы подобного типа изготовлялись с разрезной хребтовой
балкой и неразрезными шкворневыми балками; все соединения выполнялись
клёпаными.

На фиг. 270 показана схема каркаса кузова тележечного ваго-
на с несущими боковыми стенками и рамой. Каркас
боковой стенки представляет собой раскосно-стоечную ферму, которая состоит

Фиг. 270. CxeN.a каркаса кузова тележечного "вагона с
несущими боковыми стенками и рамой

из стоек 1, раскосов 2,
нижнего пояса 3 (боко-
вая балка) и верхнего
пояса 4 (верхняя об-
вязка).

Такая конструкция
хорошо воспринимает
вертикальную нагрузку
и предохраняет кузов
от перекосов. Правиль-
ное нагружение боко-
вых ферм достигается
совмещением их нижних
узлов с концами попе-
речных элементов рамы.
Продольная нагрузка
воспринимается преиму-
щественно 'хребтовой
балкой. Однако часть

этой нагрузки через шкворневые балки и буферные брусья передаётся от
хребтовой на боковые балки. Ферма боковой стенки этих усилий не воспри-
нимает вследствие относительно малой жёсткости на изгиб стоек и рас-

косов*

Боковые фермы в верхней части связываются между собой крышевыми
дугами 5, а по концам лобовыми стенками. Каркас лобовых стенок состоит
из верхней обвязки S, стоек 6 и раскосов 7, которые препятствуют перекосу
кузова в поперечном направлении.

По такой схеме выполнен каркас кузова крытопо вапона грузоподъёмностью
50 — 60 т сварной конструкции. Подобные схемы имеют каркасы кузовов не-
которых четырёхосных изотермических вагонов и полувагонов — хопперов' и
гондол. У полувагонов крыша отсутствует, а пояса верхней обвязки делаются
более мэщными.

Лучшее использование металла кузова достигается привлечением боковых
стенок к воспринятию продольных нагрузок. Для этой цели боковые фермы
обшиваются тонкими стальными листами и ферма превращается в высокую
балку с тонкой стенкой (фиг. 271). Необходимость в постановке раскосов от-
падает, так как такая стенка (балочного типа) обладает достаточной жёст-
костью при продольном и поперечном сдвиге. В этом случае кузов восприни-
мает значительную часть продольной нагрузки (особенно при ударе в буфера)
и замэтно разгружает хребтовую балку в средней части рамы.

По подобной схеме выполнены кузова вагонов пригородного сообщения
электрифицированных железных дорог и некоторых других типов пассажир-
ских вагонов, а также кузова цельнометаллических гондол и хопперов.
Если в кузове с несущими стенками балочного типа верхнюю плоскость
рамы и каркас крыши обшить тонким листом, то кузов приобретает вид ко-
робчатой балки. Здесь уже все элементы кузова участвуют в воспринятии ос-
новных вертикальных и продольных нагрузок и надобность в мощной и тяжё-
лой раме отпадает. Такой кузов является цельно несущим; значитель-
ная часть усилий в нём воспринимается листами обшивки. При малой толщине
и большой свободной площади листа (панели) он при нагрузке может потерять

устойчивость. С этим явлением можно бороться, увеличивая толщину листа
или уменьшая площадь панели. Последняя мера экономически более выгодна;

поэтому каркас делается из большого числа лёгких продольных элементов и

более мощных поперечных. Продольные элементы, совместно с листами,

воспринимают продольные нагрузки. Поперечные — служат для сохранения

формы поперечного сечения; их целесообразно делать в виде замкнутых колец.

Цельнонесущий кузов обладает большой
жёсткостью и прочностью (фиг. 272).

В настоящее время по рассмотрен-
ной схеме строятся пассажирские и изо-
термические четырёхосные вагоны.

Под прочностью кузова обычно
понимается прежде всего прочность его
несущих элементов, которые рассчиты-
ваются на определённый срок службы

Фиг. 272. Схема каркаса’ цельноне-’
сущего кузова^

Фиг. 271. Схема кузова с металлическими
стенками

вагона. Недостаточная общая прочность кузова может привести к частым
повреждениям и дополнительному ремонту, который удорожает содержание
и замедляет оборот вагона. Излишняя прочность приводит к увеличению тары
и тем самым к снижению эксплуатационных качеств вагона.

Большое влияние на общую прочность кузова оказывает конструкция
узловых соединений. Нецентральное соединение элементов в узлах создаёт
местные дополнительные напряжения, которые складываются" с основными
напряжениями в элементах и снижают прочность узлов. При хорошо центри-
рованных узлах удаётся почти полностью устранить местные напряжения и
полнее использовать металл несущей конструкции кузова. Так, например,
за счёт улучшения центрирования узлов каркаса кузова четырёхосного крытого
вагона удалось повысить его грузоподъёмность с 50 до 60/и, почти не изменяя
величины тары.

При движении вагона несущие элементы кузова подвергаются действию
переменных усилий. При этих условиях прочность соединений снижается
вследствие большого влияния концентрации напряжении. Концентрация напря-
жений возникает в местах изменения геометрических размеров сечений, в со-
пряжениях элементов, а именно в сварных швах, заклёпочных отверстиях
ит. п. Для уменьшения концентрации напряжений переходы сечений делаются
возможно более плавными, сопряжения выполняются в менее нагруженных
участках элементов. В узловых соединениях избегают нагромождения сварных
швов, особенно в поперечном направлении по отношению к силовому потоку.
Перекрёстные сварные соединения усиливаются накладками с плавным изме-
нением ширины последних.

При правильном использовании металла конструкция имеет большую
прочность и минимальный вес. И наоборот, неудачная конструкция при боль-
шом весе часто обладает недостаточней прочностью.

Конструкция кузова должна быть удобной для его изготовления и ре-
монта. В кузовах современных вагонов широко применяются прокатные стали
обычных и специальных вагоностроительных профилей (см. ГОСТ 5267-50)
в сочетании со штампованными, литыми и коваными деталями. В качестве
основного материала для металлической части кузовов применяются мартенов-
ские конструкционные стали марок Ст. 2 и Ст. 3. Кроме того, иногда при-
меняются низколегированные стали, обладающие повышенной прочностью
и антикоррозийной стойкостью. Последнее качество является весьма ценным,
так как позволяет существенно сократить запасы на коррозию, обычно пред-
усматриваемые при проектировании вагонных'конструкций, имеющих длитель-
ный срок эксплуатации. Таким образом, применение низколегированных ста-
лей может обеспечить облегчение и повышение прочности кузовов.

Однако при выборе марки низколегированных сталей необходимо учиты-
вать повышенную их чувствительность к надрезам при переменных нагрузках
и предъявлять дополнительные требования к качеству сварки.

Кузов окрашивается масляной краской для предохранения его метал-
лических частей от коррозии, а деревянных — от гниения. Окраска периоди-
чески возобновляется при плановом ремонте. После окраски на кузове на-
носятся: государственный герб СССР (на пассажирских вагонах), знаки МПС,
инициалы дороги приписки и номер вагона, отметки о периодических ремон-
тах и другие в соответствии с § 263 ПТЭ. При постройке на вагоне укреп-
ляется табличка завода-изготовителя с указанием даты и места постройки.

Подробное описание конструкции кузовов приведено в главах, посвящён-
ных грузовым и пассажирским вагонам.

2.	ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ РАСЧЁТА РАМ И КУЗОВОВ

Расчёт рамы или кузова начинается с выбора расчётной схемы. После вы-
бора геометрической схемы определяются величины и места приложения рас-
чётных нагрузок.

При расчётах всех видов рам и кузовов на прочность учитываются следую-
щие нагрузки (см. главу IV):

1)	вертикальные — статическая и динамическая;

2)	боковые — от центробежной силы и давления ветра;

3)	продольные — от тяги и удара;

4)	от распора сыпучих грузов (при расчёте стенок грузовых вагонов).

Статическая нагрузка складывается из собственного веса
порожнего кузова и полезной нагрузки от веса груза или пассажиров (ста-
тическая нагрузка брутто).

В расчётной схеме рамы или кузова грузового вагона нагрузка от собст-
венного веса принимается равномерно распределённой по длине продольных
балок рамы, с равной интенсивностью для всех балок. В некоторых конст-
рукциях вагонов интенсивность загружения хребтовой балки принимается
равной удвоенной интенсивности нагрузки боковой балки. Такие допуще-
ния не оказывают существенного влияния на результат, так как вес кузова
в несколько раз меньше веса груза. Расчёт при этом существенно упро-
щается.

Полезная нагрузка грузового вагона, по величине равная грузоподъём-
ности вагона, принимается равномерно распределённой по площади пола.
Возможность перевозки сосредоточенных грузов на платформах и в гондолах
♦определяется расчётом их на нагрузку, равномерно распределённую (на длине
2 м) посредине кузова и равную половине полной грузоподъёмности вагона.

Для индивидуальных перевозок нестандартных тяжеловесных грузов
делаются специальные поверочные расчёты с учётом положения и характера
опор груза на вагоне.

При расчёте кузовов пассажирских вагонов производится более точное
распределение собственного веса между элементами рамы, так как здесь собст-
венный вес кузова и оборудования является основной нагрузкой. Обычно вес
боковых стенок и крыши равномерно распределяется по длине боковых балок;
вес торцевых стенок, буферного бруса и автосцепки прикладывается сосредо-
точенно по концам продольных балок; вес пола и часть веса диванов передаёт-
ся на хребтовую балку; вес котла отопления, водяных баков, тормозного и
тому подобного оборудования учитывается соответственно их положению
относительно рамы.

Фиг. 273. Схема загружения:
а—доски пола; б—крышки люка гондолы

Фиг. 274. Схема действия сил
при боковой нагрузке кузова

Величина полезной нагрузки в пассажирских вагонах определяется в со-
ответствии с нормами, изложенными в главе IV. Так же как и в грузовых ва-
гонах, полезная нагрузка принимается равномерно распределённой по пло-
щади пола.

В большинстве типов грузовых и пассажирских вагонов полезная нагрузка
передаётся на раму через доски пола. Последние рассчитываются как нераз-
резные балки на жёстких опорах, которыми являются продольные элементы
рамы. Вертикальные усилия на опорах досок пола одновременно являются
нагрузками рамы. Для определения величин этих усилий обычно пользуются
теоремой трёх моментов, согласно которой при трёх опорах (две боковые и
одна хребтовая балки) усилия соответственно равны 3/16 и 5/8 от вертикальной
равномерно распределённой нагрузки (фиг. 273, а).

В кузове гондолы согласно конструкции закрепления крышек люков по-
лезная нагрузка передаётся от них поровну на хребтовую и боковые балки,
таким образом хребтовая балка оказывается нагруженной в два раза больше,
чем каждая боковая (фиг. 273, б).

В кузовах с наклонными стенками последние воспринимают значитель-
ную часть вертикальной нагрузки от сыпучих грузов. Это учитывается при
распределении нагрузки на элементы рамы в соответствии с конструкцией при-
крепления наклонных стенок.

Действие вертикальной динамической нагрузки учиты-
вается умножением суммарных напряжений от статической нагрузки
брутто на величину (6^ + 1), где kd — коэффициент динамической добавки.

Боковые нагрузки Н создают опрокидывающий момент относительно
продольной оси кузова, лежащей в плоскости его опор (фиг. 274). Этот
21 Вагоны
Фиг. 275. Распреде-
ление усилий распо-
ра груза

момент вызывает перераспределение вертикальной нагрузки Рп на боковые
элементы. В результате такого перераспределения одна из боковых стенок
кузова или балок рамы оказывается перегруженной силой, равной при-
мерно 0,1 Рп, а вторая настолько же разгруженной. При расчёте эта
дополнительная нагрузка учитывается увеличением на 10% суммарных
напряжений от статической нагрузки брутто в боковой балке рамы или
несущей стенке.

Кузова всех вагонов подвергаются расчёту на продольные на-
грузки. Величина продольных сжимающих усилий, приложенных по осям
автосцепок, принимается равной 100/и, а растягиваю-
щих — 80 т (см. главу IV).

Кроме того, для проверки прочности поперечных
элементов рамы производится расчёт на сжимающую
нагрузку, приложенную к двум буферам с одного
конца вагона и к автосцепке с другого конца. Прочность
боковых балок (стенок) проверяется расчётом на дей-
ствие сжимающих усилий, приложенных к двум буфе-
рам, расположенным с одной стороны относительно
продольной оси вагона. Последний вариант нагрузки
характерен для движения по кривым участкам пути.

Величина сжимающих усилий, приложенных к бу-
ферам, в двух последних случаях принимается равной
30 т.

Боковые и лобовые стенки кузовов грузовых вагонов при загрузке послед-
них сыпучими грузами испытывают равномерно распределённые по их длине
усилия распора. Распределение давления распора по высоте стенки
принимается по линейному закону (фиг. 275). Величина давления определяет-
ся по формуле

Р = ^%2(45°-^У	(407)

где Р — равнодействующая распорной нагрузки, приходящаяся на погон-
ный метр длины стенки и приложенная на высоте г/3 й,
в т/м;

Y — вес единицы объёма груза в т/м3;

h — высота стенки до уровня загрузки в м;

а— угол естественного откоса груза.

Полувагоны и платформы нагружаются некоторыми видами груза
выше уровня стенок и бортов (загружение с «шапкой»). При этом закон
изменения давления получается более сложным, ^а равнодействующая
определяется по формуле

sina гл------гл-----

---о- V ctga + tg z a
cos 2a r ь b

“ /*" Л2	2

~У(Л+ч1С,8“ + *62" ’

(408)

где h0 — высота «шапки» в м.

Иногда при расчётах удобнее пользоваться интенсивностью давления,
которая соответственно приведённым случаям погрузки может быть опре-
делена следующими формулами:

для загружения без «шапки»

Р = YI/tg2 ( 45° —) Ю-з,

(409)
или для загружения с «шапкой»

P = Y!/(1 +

V (y+W

sina
cos 2a

]/ctga + tg2a —

-----1 2

ctga+ tg2a

IO-3,

(4Ю)

где p— интенсивность давления, приходящаяся на единицу площади по-
верхности стенки, в кг/см2;

у — расстояние от верхней точки эпюры давления до расчётного се-
чения в см (фиг. 275);

hQ — здесь также в см.

Для наиболее распространённых сыпучих грузов ЦНИИ и НИБ
рекомендуют следующие расчётные значения у и а:

7 т!м*

Руда............	2,5	35

Песок............... 1,8	40

Каменный уголь .	0,9	30

7 mjM*	а9

Зерно........... 0,8	25

Кокс............	0,5	35

Торф............ 0,5	50

При конструировании люков саморазгружающихся вагонов следует принимать
следующие значения углов естественного откоса а: уголь 40°; железная руда 45°.

При расчёте учитываются не все усилия, действующие на кузов. Отдельные
нагрузки, как, например, динамическое воздействие от смещения грузов (особенно на
лобовые стенки), инерционные усилия верхней части кузова, возникающие при его
продольных и поперечных колебаниях, весьма трудно поддаются количественному опре-
делению. Поэтому при проектировании вагонов принято выдерживать определённые
конструктивные условия для обеспечения необходимой прочности и жёсткости элементов
кузова, подвергающихся нагрузкам, не учитываемым при расчёте.

Согласно рекомендации ЦНИИ и НИБ отдельные части кузова проектируются
исходя из следующих условий.

1)	В грузовых вагонах:

а)	лобовые стенки крытых вагонов усиливаются стойками в количестве не менее
2 шт. (не считая угловых). Сечения этих стоек подбираются с таким расчётом, чтобы
суммарный момент сопротивления сечений всех лобовых стоек (без угловых) относи-
тельно оси, параллельной буферному брусу, был равен не менее 150 см9. Если стенки
обшиваются гладким металлическим листом, то при определении момента сопротивления
учитывается часть листа стальной обшивки шириной, равной двадцати его толщинам,
с каждой стороны шва приварки листа к стойкам;

б)	для лобовых стенок, выполняемых из волнистой штампованной листовой стали,
минимальный момент сопротивления относительно вертикальной оси определяется из
расчёта 75 см9 на 1 м внутренней ширины вагона; наименьшая толщина листа в этом
случае принимается равной 2 мм;

в)	закрепление угловых и лобовых стоек на буферном брусе проектируется из
условия равнопрочности соединения сечению самих стоек.

2)	В металлических пассажирских вагонах:

а)	сумма моментов сопротивления сечений всех стоек концевой части вагона,
включая и стойки тамбурной перегородки, относительно осей, параллельных буфер-
ному брусу, подбирается равной не менее 1 000 см9. В лобовой стенке вагона ставятся
две главные стойки с моментом сопротивления не меньше 350 см9 каждая.

Такие высокие требования объясняются необходимостью повышения безопасности
для пассажиров в случае аварии. При этом лобовая стенка проектируется равно-
прочной.

Для выполнения последнего требования пользуются условным методом расчёта.
Все стойки рассматриваются шарнирно опёртыми по концам. На уровне 50 см от
верхней плоскости буферного бруса к стойкам прикладывается сосредоточенная гори-
зонтальная продольная нагрузка. Величина этой нагрузки определяется из условия,
что создаваемые ею максимальные напряжения изгиба в стойках равны пределу проч-
ности их материала, и вычисляется по формуле

ТР ~5О(Н — 50) °b S Wl’

где То — расчётная разрушающая нагрузка в кг;

И — высота стойки в см;

сь— предел прочности материала стоек в кг] см9;

— сумма действительных моментов сопротивления сечений всех стоек лобовой
стенки относительно указанной выше оси в см9.
Подсчитанная таким образом нагрузка распределяется на отдельные стойки про-
порционально моментам сопротивления их сечений. При этом напряжения среза
в стойках под действием этой нагрузки не должны превосходить предела прочности
материала на срез, а напряжения в опорных конструкциях — предела прочности
на сжатие;

б)	для боковой стенки минимальный момент сопротивления сечений стоек одной
панели между серединами двух окон относительно горизонтальной продольной оси
подбирается из расчёта 15 см3 на 1 м длины стенки; этим обеспечивается необходимая
жёсткость боковой стенки в наиболее слабом её сечении;

в)	минимальный момент сопротивления сечений дуг крыши относительно горизон-
тальной продольной оси определяется из расчёта 3 см3 на 1 м* площади, прилегаю-
щей к дуге панели.

При подсчётах моментов сопротивлений сечений рассматриваемых частей метал-
лического вагона учитывается часть листов обшивки шириной, равной двадцати её
толщинам с каждой стороны дива приварки к рассчитываемым элементам кузова. Тол-
щина листов обшивки обычно принимается в пределах 1,0—2,5 мм, причём нижний
предел соответствует листам из коррозиеустойчивых сталей, а верхний — листам из
углеродистых сталей.

3)	Общим требованием для кузовов всех вагонов является проверка элементов
рамы в местах прикрепления пятников на сжатие по формуле

Р ,

где Р — усилие, приходящееся на пятник, в кг\

Fe— площадь горизонтального сечения всех вертикальных элементов, расположен-
ных над опорными поверхностями пятников, и лежащая в пределах этих
поверхностей, в см2.

Напряжения асж должны суммироваться с основными напряжениями от изгиба
и сжатия соответствующих элементов.

Расчёту на прочность, как правило, подвергается уже спроектированная
конструкция рамы или кузова. В результате расчёта определяются силы и
моменты, действующие в отдельных элементах рассчитываемой системы. По
найденным силам и моментам определяются напряжения, возникающие в се-
чениях элементов. По величине расчётных напряжений судят о прочности
конструкции.

Окончательная оценка прочности несущей конструкции кузова произво-
дится по максимальным суммарным напряжениям, полученным для каждого
элемента от совместного действия наиболее неблагоприятного вероятного
сочетания всех нагрузок.

Расчёт на прочность ведётся в предположении геометрической неизменяе-
мости как всей системы, так и её участков. Однако отдельные элементы рамы
или кузова, особенно при одновременном их сжатии и изгибе, могут потерять
устойчивость. В этом случае мэжет наступить потеря несущей способности
всей конструкции. Поэтому, кроме расчёта на прочность, некоторые основные
элементы рамы и кузова проверяют на устойчивость. Такой проверке
подвергаются длинные стержни расчётной системы, находящиеся под действием
сжимающих усилий. Расчёт на устойчивость имеет особенно большое значение
для цельнонесущих кузовов, так как несущая способность этих конструкций
зависит от устойчивости листов обшивки. Потеря устойчивости тонких листов
может произойти не только от сжатия, но также от узгиба и сдвига обшитой
листом панели.

Для проверки устойчивости любого элемента необходимо из прочност-
ного расчёта определить условия его нагружения и действующие в нём напря-
жения. Последние сравниваются с критическими напряжениями, которые
вызывают потерю устойчивости подобного элемента при тех же условиях на-
гружения. Отношение критических напряжений к расчётным определяет
собой запас устойчивости.

Величина запаса устойчивости выбирается в каждом конкретном случае
в зависимости от конструкции, точности расчёта и ответственности рассчитывае-
мого элемента. В общем случае запас устойчивости должен быть не менее
единицы.
Для стержневых конструкций несущей части кузова напряжения, полученные
1ри расчёте на прочность, не должны превосходить напряжений, определяемых по
1ижеприведённым формулам расчёта устойчивости прямых стержней (балок), находя-
цихся под действием сжимающих сил W и изгибающих моментов М:
центральное сжатие

изгиб
М	Z 4 . ЛЧ

а = :	(412)

внецентренное сжатие (проверка в плоскости действия момента)
N	М

с =	+ W' ;	(413>

внецентренное сжатие (проверка в плоскости, перпендикулярной действию момента)
а=—F-,	(414)

ас ср/7 ’	v '

где ср — коэффициент уменьшения площади сечения при продольном изгибе в плоско-
сти наименьшей жёсткости (коэффициент продольного изгиба);

cp^j—коэффициент уменьшения момента сопротивления;

срл — коэффициент уменьшения площади сечения стержня при продольном изгибе
в плоскости действия изгибающего момента;

F — площадь сечения брутто;

W— момент сопротивления сечения брутто относительно оси, нормальной к пло-
скости изгиба;

к — коэффициент влияния момента на устойчивость сжато-изогнутых стержней
при условии, что момент действует не в плоскости наименьшей жёсткости
стержня.

Значения ср и срл определяются в зависимости от гибкости X стержня по табл. 32.

Таблица 32

Значения коэффициентов для расчёта устойчивости стержней

к	Коэффициенты <? и		к	Коэффициенты <р и	
	Ст. 1 — 4 и Ст. 10—25	Ст. 5 и Ст. 30		Ст. 1—4 и  Ст. 10-25	Ст. 5 и Ст. 30
10	0,99	0,99	НО	0,51	0,42
20	0,97	0,97	120	0,45	0,37
30	0,94	0,94	130	0,40	0,32
40	0,89	6,89	140	0,35	0,28
50	0,85	0,85	150	0,32	0,26
60	0,80	0,80	160	0,29	0,24
70	0,74	0,73	170	0,26	0,22
80	0,68	0,65	180	0,24	0,20
90	0,63	0,57	190	0,21	0,19
100	0.57	0,50	200	0,19	0,17

Гибкость стержня определяется формулой

где I — длина стержня;

I—момент инерции сечения стержня. При определении ср принимается минималь-
ный момент инерции, а при определении срЛ — момент инерции сечения
относительно нейтральной оси, нормальной соответствующей плоскости
изгиба;

Р — коэффициент уменьшения длины стержня, определяемый в зависимости от
условий закрепления концов и приложения нагрузки (табл. 33).
Таблица 33

Значения коэффициентов уменьшения длины стержня

Характер опоры стержня	Род сжимающей нагрузки			3
Шарнирно опёрт по концам 		Силы	на	концах	1
Один конец заделан, другой свободный . Один конец заделан, другой шарнирно	>	»	>	2
опёрт 		»	>	>	0,7
Оба конца заделаны	  .	.	>	>	>	0,5
Один конец заделан, другой свободный .	Сила равномерно распреде- . лена по длине			1,12

Значения срб для составных балок несимметричного двутаврового и швеллерного
сечения, а также для симметричных сечений с отношением высоты к толщине стенки,
равным 100 при изгибе в плоскости наибольшей жёсткости, определяются данными1
табл. 34.

Таблица 34

Значения коэффициентов ср$

1/ь	10	15	20	25	30	35	40
	1 ,С0	0,95	0,86	0,62	0,44	0,33	0,26

В табл. 34 обозначено: / — длина балки, или расстояние между закреплениями
сжатого пояса, b — ширина сжатого пояса.

Коэффициент к определяется по формулам:

для одностеночных балок двутаврового и швеллерного профиля

к=Г+~1~

1 1 Т 1 2

1

MF

1 + N HZ

для балок двухстеночных и замкнутого профиля

1
к=2

1

1 + ^

1 + NW

где /х—момент инерции сечения наиболее сжатого пояса балки относительно вер-
тикальной оси;

/5 — то же для второго пояса;

W — момент сопротивления сечения для наиболее сжатого волокна;

а— коэффициент, величина которого определяется по табл. 35.

В табл. 35 Л — высота балки.

Таблица 35

Значения коэффициентов а

м Nh	0	0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4	1,6	1,8	2,0	2,5 и более
а	1	0,90	0,75	0,61	0,51	0,44	0,39	0,34	0,31	0,27	0,24	0,21

Критические напряжения (егЛ — нормальные и — касательные) в листах тонко-
стенных конструкций определяются в зависимости от характера закрепления и на-
грузки листа по следующим формулам, применяемым при расчёте устойчивости тонких
прямоугольных пластин в пределах упругих деформаций.

1 Более подробные данные для определения ср^ приводятся в Нормах и техниче-
ских условиях проектирования стальных конструкций, Стройиздат, 1947.
1.	Пластина подвергается одностороннему сжатию (фиг. 276, а)

Е / В \2

= к ’ (415)

где о — толщина листа;

b — ширина стороны листа, к которой приложены сжимающие напряжения;

Е и р. — упругие постоянные материалы листа;

к — коэффициент, зависящий от отношения сторон листа и от условий закрепле-
ния их1.

Фиг. 276. Схемы загружения пластин

2.	Пластина подвергается чистому сдвигу (фиг. 276, б)

Е [Ъ \2

=	•	(416)

В этой формуле приняты те же обозначения, что и в формуле (415).

3.	Пластина подвергается сжатию и изгибу (фиг. 276, в) при ин-
тенсивности напряжения по стороне Ь, изменяющейся по закону

Л У.\

О— (70 I 1 — а 1 ,

(7 0

где а = 1 — ——, при чистом изгибе а = 2;
сто

а0 и а0 — напряжения при г/= О и у=Ь соответственно, причём с0 — наибольшее
по абсолютной величине сжимающее напряжение;

у — координата точки на стороне Ь\ 0 < у < Ь.

Критические напряжения в такой пластине определяются формулой

Е \2

=	(4П)

Здесь приняты те же обозначения, что и в формуле (415).

4.	Пластина, подкреплённая рёбрами и свободно опёртая
по контуру, подвергается сжатию по стороне b (фиг. 276, г)

2	г2 Е _________

ак =	* 1 — р,2 ix 1У'	(418)

где, кроме указанных выше обозначений, 1Х и 1у — моменты инерции подкреплённой
пластины относительно взаимно перпендикулярных осей, приходящиеся на единицу
длины а и ширины Ь,

Формула (418) справедлива при условии, если

В расчёте всех систем на прочность при определении усилий, дейст-
вующих в элементах, а также в расчётах на устойчивость геометрические
параметры сечений элементов определяются для сечения брутто. При опреде-
лении наибольших напряжений в элементах эти параметры принимаются для
сечений нетто.

1 Значения коэффициента к, входящего в формулу (415), а также значения коэф-

фициентов к для формул (416) и (417) см. ТСЖ, т. 6, Трансжелдсриздат, 1952, стр.
719 — 720.
3	. РАСЧЁТ НЕСУЩЕЙ РАМЫ

Рама рассчитывается на прочность при действии на неё вертикальных
и продольных усилий. Влияние на раму боковых нагрузок кузова учитывает-
ся указанным выше увеличением напряжений от статической нагрузки в одной
из боковых балок. Отдельные элементы кузова с несущей рамой рассчитывают-

ся на местные нагрузки.

Несущая рама рассматривается как стержневая статически неопредели-

мая система. В качестве основного допущения принимается, что соединения

продольных и поперечных стержней рамы в местах их пересечений являются
шарнирами, при этом сами стержни считаются неразрезными. Тем самым из

расчёта исключается влияние крутящих моментов, возникающих в плоской

Фиг. 277. Расчётная схема несущей рамы
тележечного вагона

системе под действием про-
странственной нагрузки. На-
пряжения, вызываемые этими
моментами при симметричном
приложении нагрузки, срав-
нительно невелики и при
расчёте могут не учитываться.

Расчётная схема обра-
зуется осевыми линиями,
проходящими через центры
тяжести площадей попереч-
ных сечений составляющих
элементов рамы. На фиг.
277, а показана примерная
расчётная схема несущей
рамы тележечного вагона под

действием вертикальной на-
грузки.

Нагрузка действует в

плоскостях, перпендикуляр-
ных расчётной плоскости рамы, и уравновешивается реакциями пятнико-
вых опор Ап.

Нагрузка от собственного веса кузова и рамы принимается равно-
мерно распределённой по длине продольных балок рамы с интенсивностью
qT для боковых балок и 2qT для хребтовой балки.

Полезная нагрузка также принимается равномерно распределённой
вдоль продольных балок рамы и распределяется между ними в соответ-
ствии с конструкцией кузова, как указывалось выше.

Интенсивность нагрузок qx и q6 (соответственно хребтовой и боковых
балок), указанных на схеме, получается из следующих соотношений:

=	Рл + Р6 = Рп,

где РхиРб—части полезной нагрузки, приходящиеся соответственно на
хребтовую и боковую балки;

Рп — полная полезная нагрузка;

I — расчётная длина рамы.

Симметричность конструкции и приложения нагрузки относительно осей
О — О и С — С позволяет рассчитывать х/4 часть рамы. Расчётная схема
четверти рамы изображена на фиг. 277, б. В этой схеме действие отброшенной
части рамы заменяется введением специальных связей, препятствующих по-
вороту концевых сечений при изгибе (поперечные, продольные и внутренние
усилия в сечениях по осям симметрии отсутствуют). Интенсивность нагрузок
qT и qx хребтовой балки и жёсткость последней при расчёте четверти рамы
уменьшаются в два раза. Для удобства расчёта все узловые точки схемы
нумеруются или обозначаются буквами.

На окончательно принятой схеме указываются расчётные длины стерж-
ней, соответствующие положению расчётных осей элементов конструкции
рамы.

Геометрические параметры сечений элементов обычно сводятся в таблицу следую-
щей формы (табл. 36).

Таблица 36

Форма расчётной таблицы

Участок

/—5	2—2 и 3—3	4—4 и т. д.

Площадь сечений F в слс2...

Момент инерции сечения относитель-
но горизонтальной оси 1Х в см* .

То же относительно вертикальной
оси 1у в см* .........
Момент сопротивления сечения от-
носительно горизонтальной оси
Wx в см3 . .	............

Момент сопротивления (наименьший)
относительно вертикальной оси Wy
в см3 ..............

Величина моментов инерции сечений некоторых элементов рамы, например шквор-
невых балок, изменяется по длине. В расчётной схеме такие элементы заменяются
эквивалентными стержнями с постоянным моментом инерции. Для определения момента
инерции эквивалентного стержня вычисляется прогиб действительной балки под еди-
ничной нагрузкой и затем определяется момент инерции стержня такой же длины, при
котором при той же нагрузке получается одинаковый прогиб.

В частном случае (наиболее типичном для балок вагонной рамы), когда момент
инерции сечения шкворневой балки меняется по закону параболы, обычно пользуются
следующей формулой для вычисления момента инерции эквивалентного стержня

__________(А-А)2_______==

3 А - /о- Г/, (А ~ A) arc tg 1/Lizh.
f

(419)

где Io — момент инерции сечения на конце балки;

— момент инерции в сечении у хребтовой балки.

Величина 1Э соответствует моменту инерции сечения действительной балки, распо-
ложенному на расстоянии х/8 — г/4 длины балки (считая от продольной оси швеллера
хребтовой балки), чем обычно и пользуются при приближённых расчётах.

Выбранная четверть рамы рассчитывается методом сил.

При принятых допущениях степень статической неопределимости рамы
определяется формулами:

.	т 1

при четном числе поперечных балок п = -----1,

т — 1

при нечетном числе поперечных балок п = —%— ,
где т — число поперечных балок.

g

В данном случае число поперечных балок т = 8 и /1=-^-----1=3,

т. е. рассматриваемая система является трижды статически неопредели-
мой.

Рациональная основная система для расчёта рамы (фиг. 278) полу-
чается введением шарниров и приложением соответствующих неизвестных
моментов X], Х2 и Х3 в точках 4, 3 и 2 хребтовой балки.
Величина неизвестных моментов Х19 Х2 и Х3 определяется решением
системы канонических уравнений:

$ii Xi + $12 Х2 4" $1з Х3 + °1р = 0;
$21 Х1 + $22 Х2 + §23 Х3 + $2р = 0;
$31 Xi + 832 Х2 + 833 Х3 + Ь3р = 0.

В данном расчёте учитываются перемещения только от действия изги-
бающих моментов в стержнях расчётной схемы. Единичные коэффициенты
и грузовые члены канонических
Zt	г уравнений при этом определяются

5	* по известной формуле

'	/ /т	= Е f ^7^ ds (420)

5' V Г 2' A	S' х

Фиг. 278. Основная система для расчёта
рамы	и практически вычисляются при

помощи табл. 23.

На фиг. 279 показан вид единичных и грузовых эпюр изгибающих
моментов в основной системе.

Эпюры изгибающих моментов от внутренних усилий

X. = Х2 = Х3 = 1

строятся достаточно просто. При этом для указанных фигур сохраняется
один и тот же порядок вычисления ординат (фиг. 279, а). Эпюры изгиба-
ющих моментов от внешней нагрузки (тары) Рт (фиг. 279, г) более сложны
и требуют особого внимания при их построении.

От внешней нагрузки отдельные участки хребтовой балки изгибаются
как балки на двух опорах. Максимальный изгибающий момент (в сере-
дине пролёта каждого участка) равен

а в точке 1 участка 2—1

Поперечные элементы 5 — 5', 3— 3' и 2 — 2' изгибаются под дей-
ствием вертикальных усилий в соответственных точках 5, 3 и 2 от на-
грузки пролётов хребтовой балки. Изгибающие моменты в закреплениях
от поворота указанных стержней равны

Л45 = <7г^/5_8,;

Л/f п ^4 — 3 4" ^3—2 /
/И3 = qT -------$-----/з—з'.

= qT ( /2—1 4-2—^2-2'-

Шкворневые балки 4 — 4’ изгибаются вертикальными усилиями от
равномерно распределённой нагрузки боковой балки 5' — Г и усилиями,
передаваемыми концами поперечных стержней в точках 5', 3' и 2'. Мак-
симальный момент (у закрепления в точке 4) равен

ЛЛ л / 1	।	—3 + /з—2 । J । /з—2 । /5—4^ /

/И 4 = Ят I	4-----2-----г ^2—1 4—2—г ~2~ I М-4'-
Изгибающие моменты в сечениях боковой балки 5'— Г вычисляются,
как для двухконсольной балки на двух опорах (точка 4'), нагруженной
равномерно распределённой нагрузкой и сосредоточенными усилиями от
концов поперечных стержней в точках 5', 5' и 2'.

Эпюра изгибающих моментов от полезной нагрузки Рп строится так
же, как и от Рг, но при вычислении ординат учитываются различные
интенсивности нагрузок хребтовой и боковых балок (соответственно
qx и Яб\

Грузовые эпюры целесообразно строить отдельно для собственного
веса и полезных нагрузок. Это позволяет легко производить расчёт рамы
на различные варианты нагружения. В качестве примера на фиг. 279,5
показана грузовая эпюра от полезной нагрузки Рп, распределённой на

Фиг. 279. Единичные и грузовые эпюры изгибающих моментов

длине 2 м посредине рамы (изображена пунктиром, с интенсивностями
q‘x и </б). Для вычисления коэффициентов при неизвестных и грузовых чле-
нов канонических уравнений, так же как и при расчёте рам тележек,
обычно пользуются относительными жёсткостями стержней системы.

После решения системы канонических уравнений1 ординаты единич-
ных эпюр соответственно умножаются на полученные значения неизвест-
ных Х2 и Х3. Затем путём геометрического сложения пересчитанных
единичных эпюр с грузовой эпюрой для принятого варианта (нагрузки
строится окончательная суммарная эпюра изгибающих моментов. По
ординатам суммарной эпюры вычисляются напряжения в элементах рамы.

При расчёте рамы на несколько вариантов нагрузки значения коэффициен-
тов, соответствующих единичным перемещениям, остаются без изменения,
меняются лишь грузовые члены уравнений. В этом случае для каждого вариан-
та нагрузки решается своя система уравнений и строится соответственная
суммарная эпюра изгибающих моментов.

Вычисление напряжений в раме удобно сводить в таблицу (табл. 37).

Напряжения в сечениях,* несимметричных относительно нейтральной плоскости,
вычисляются для верхних и нижних волокон. В предпоследний столбец таблицы зано-
сятся суммарные напряжения от действия собственного веса и принятого варианта
полезной нагрузки £ ст = ат + стл . В последний столбец заносятся максимальные
напряжения с учётом действия вертикальной динамики сттах = *]ст (1 + кд); при
вычислении напряжений в боковой балке учитывается перегрузка, вызываемая боко-
выми нагрузками, т. е.

= + +

1 При большом числе неизвестных рекомендуется пользоваться способом Гаусса.
Форма расчётной таблицы

Таблица 37

Элемент рамы	Сечение	Изгибающие моменты в кг см от нагрузок		Момент сопротив- ления UZ в см*	Напряжения в кг[см*			
		рт	рп		<3j>	ап	Еа	ашах

Хребтовая балка

Боковая балка
Шкворневая
балка
Буферный брус
Поперечная про-
межуточная балка

По середине

У шкворневой

По середине
У хребтовой

У хребтовой

У хребтовой

Расчёт несущих рам нетележечных вагонов отличается от рассмотренного
выше главным образом расположением опор рамы. Опорными точками в этом
случае являются подвески рессор. При расчёте от вертикальной нагрузки опор-
ные реакции обычно считаются равными между собой и порядок расчёта прин-

ципиально не меняется.

Фиг. 280. Единичные эпюры изгибающих моментов
и нормальных сил двухколоночной шпренгельной
системы

Возможное неравенство
реакций вследствие раз-
личной жёсткости рессор
или различного уровня
опорных точек учитывается
доп ол н ите л ьн ым р асчётом
рамы на кососимметричную
нагрузку подобно тому,
как это делается при рас-
чёте рамы тележки пасса-
жирского вагона (см. гла-
ву IX).

Как указывалось выше, боковые балки несущей рамы пассажирских ва-
гонов обычно усиливаются шпренгелями. Для учёта влияния этого усилия
в рассмотренную расчётную схему (фиг. 277) добавляется схема шпренгельной
конструкции, а в основную систему (фиг. 278) — ещё одна лишняя неизвест-
ная Х4. Для определения неизвестных составляется система из четырёх ка-

нонических уравнений.

Единичные эпюры изгибающих моментов и нормальных сил для двух-
колоночной шпренгельной системы показаны на фиг. 280. При вычислении
единичного перемещения о44 учитываются также перемещения, вызываемые
нормальными силами N, эпюры которых перемножаются только сами на
себя.

Расчёт рамы на прочность от продольных нагрузок произво-
дится по схемам а, б и в продольного загружения рамы (фиг. 281), которые
образуются линиями, проходящими через центры тяжести поперечных сечений

элементов.

Из расчётной схемы исключаются промежуточные поперечные балки,
так как они обладают относительно малой жёсткостью при изгибе в горизон-
тальной плоскости и весьма незначительно препятствуют деформации осталь-
ных элементов рамы. Также не учитывается горизонтальный изгиб боковых
балок.

Для облегчения расчёта составляются четыре вспомогательные схемы
(фиг. 282), которые получаются заменой основных расчётных нагрузок урав-
новешенными симметричными и антисимметричными составляющими.
Напряжения в элементах вспомогательных схем вычисляются для услов-
ной нагрузки Т'. Напряжения в основных расчётных схемах получаются со-
ответствующей комбинацией напряжений, вычисленных для вспомогательных
схем.

Фиг. 281. Расчётные схемы продольного загружения рамы

На правой'половине фиг. 282 показаны вспомогательные расчётные
схемы для одной четверти рамы. Нагрузка и жёсткость хребтовой балки при
этом уменьшаются^ два раза. Усилия, действующие вдоль хребтовой балки,

2Г

Т'

Симметричная

Симметричная

Л/ Днтисимметричнаях
' относительно продольной оси.

Т'

Г'

2Г

Г'

Схема (L

Т-Ют
—>45

Г'

Схема и

Г'

Т

T~fO

О----г

г I

4'

Схема и

г) Антисимметричная
относительно поперечной оси

Фиг. 282. Вспомогательные расчётные схемы

«2

т <

передаются на неё через упорные угольники автосцепки, причём тяговые уси-
лия воспринимаются передними, а ударные — задними угольниками. Чтобы
избежать расчёта отдельных схем и на растягивающее и на сжимающее уси-
лия, оба усилия приближённо считаются приложенными к хребтовой балке
посредине расстояния между передними и задними угольниками автосцеп-
ки. Нагрузки на буфера прикладываются по направлению осей буферных
стержней.
Действие отброшенной части рамы в каждой схеме заменяется связями,
соответствующими внутренним усилиям, возникающим в сечениях разреза
под действием приложенных нагрузок.

Схемы а, б и в представляют собой плоские, статически неопределимые
системы с двумя лишними неизвестными в каждой; схема г содержит одну лиш-
нюю неизвестную. Все схемы решаются методом сил.

Фиг. 283. Основная система и эпюры

изгибающих моментов и нормальных сил

В качестве лишних неизвестных в схемах а и б принимаются реакция связи
Xl в точке / и перерезывающая сила Л’2 в точке 4' стержня 4 — 4' (фиг. 283,а).
Единичные эпюры для обеих схем совершенно аналогичны (фиг. 283,
б и в). Грузовые эпюры строятся для каждой схемы отдельно (фиг. 283, г и д).

б] Зпюра от

Фиг. 284. Основная система и эпюры

г) Зпюра от Т!

изгибающих моментов и нормальных сил

Внутренние нормальные усилия, чтобы не усложнять эпюры, обозначают-
ся для каждого стержня через N с индексами, соответствующими конечным
точкам участка, на котором действуют усилия1. Отрицательные значения N
соответствуют сжимающим усилиям, положительные — растягивающим.

В основной системе схемы в (фиг. 284, а) лишними неизвестными являются:
перерезывающая сила Хг и момент Х2 в дополнительно введённом шарнире
в точке 5. На той же фигуре показаны единичные и грузовые эпюры.

1 Такое упрощение возможно, так как эпюры нормальных сил имеют форму пря-
моугольника Последнее следует иметь в виду при вычислении |перемещений.
Основная система и соответствующие эпюры для схемы г показаны на
фиг. 285 а, б и в.

При вычислении единичных коэффициентов и грузовых членов канони-
ческих уравнений учитываются перемещения от действия изгибающих момен-
тов М и нормальных сил N по формуле

= S f ^rLds + X (ds- (421)

J	J Ну

о	О

Дальнейший ход расчёта ничем не отличается от рассмотренного выше.

^=-/

Эпюра, от Т'

Фиг. 285. Основная система и эпюры для расчёта рам от продольных нагрузок

После определения неизвестных для каждой схемы строятся суммарные
эпюры изгибающих моментов и нормальных сил. Примерный вид таких эпюр
показан на фиг. 286. Ординаты эпюр изгибающих моментов и нормальные силы
указываются в долях Т' (т и п).

Фиг. 286. Суммарные эпюры изгибающих моментов и нормальных сил от
продольных нагрузок

Напряжения целесообразно определять для Т' •= 10 /и, что удобно для
последующего расчёта. Вычисление напряжений сводится в табл. 38.

Таблица 38

Форма расчётной таблицы

। Элем.йт	1	| Сечение	Схема нагрузки								Параметры сечений		Напряжения в кг/см* от Т' — 1 0 ш			
		а		' б		в		г							
		Na в кг	Ма в кгсм	*6 в кг	Мбв кгсм.	в кг	Мв в кгсм	^г в кг	Мг в кгсм	F в см*	W в см*	° а			
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	И	12	13	14	15	16
															
В столбцы 3—10 заносятся нормальные усилия N и изгибающие моменты М
в сечениях элементов каждой схемы, соответствующие Т' = 10 т. В столбцы 13—16
заносятся вычисленные напряжения.

Напряжения в элементах основных расчётных схем от принятых нагрузок
определяются следующими формулами:

1)	сжатие усилием 100 т, приложенным к автосцепке (фиг. 281, а)

О1 = 5аа;

2)	растяжение усилием 80 т, приложенным к автосцепке (на фиг. 281,а
эти усилия показаны пунктиром)

с2 = — 4 оа;

3)	сжатие усилием 30 т, приложенным к каждому буферу с одного
конца вагона, и 60 ди — к автосцепке с другого конца (фиг. 281,6)

а3= 1,5 (за + °б ± <зг).

Знак плюс перед напряжением <зг соответствует выбранной четверти
рамы (схема г), знак минус — смежной с ней по продольной оси рамы;

4)	сжатие усилиями 30 ди, приложенными к буферам одной стороны
вагона (фиг. 281, в)

= 1,5 (аб ± ).

Знаки у принимаются подобно предыдущему случаю.

Подсчитанные таким образом напряжения в сечениях элементов рамы от
расчётных продольных нагрузок сводятся в таблицу, подобную табл. 37.

В наиболее нагруженных сечениях напряжения от каждого варианта
продольной нагрузки алгебраически складываются с наибольшим напряже-
нием от вертикальной нагрузки. В результате такого сложения получаются
максимальные напряжения, по которым судят о прочности рамы. Наиболее
нагруженные сечения для каждого элемента находятся по максимальным зна-
чениям М и N при совместном действии продольной и вертикальной нагрузок
для всех возможных сочетаний последних. Если при сложении суммарные
напряжения оказываются по абсолютной величине меньше составляющих,
то суммирование не производится, а оценка прочности данного сечения делает-
ся по наибольшему из составляющих напряжений.

Выше рассматривалось загружение рамы продольными нагрузками,
действующими в её расчётной плоскости. Однако часто имеется эксцентричное
приложение продольных усилий относительно расчётных осей элементов рамы.
При эксцентриситете, превышающем 30 мм, продольные усилия рекомендует-
ся переносить в расчётную плоскость, а действие моментов, появляющихся
в результате переноса сил, учитывать как дополнительную нагрузку в расчёт-
ной схеме рамы от вертикальной нагрузки. Порядок расчёта при этом сохра-
няется прежним, а напряжения от вертикальной нагрузки соответственно
дополняются напряжениями от моментов и продольных сил.

Для того чтобы судить о рациональности конструкции и о степени её при-
ближения к равнопрочной, целесообразно строить эпюры напряжений вдоль
наиболее нагружённых волокон элементов рамы при различных сочетаниях
нагрузок.

4. РАСЧЁТ КУЗОВА С НЕСУЩИМИ БОКОВЫМИ СТЕНКАМИ И РАМОЙ

Как указывалось выше, несущие боковые стенки кузова выполняются
в виде раскосно-стоечных ферм или балок-стенок, состоящих из каркаса, об-
шитого тонкими стальными листами. В обоих случаях они воспринимают вер-
тикальную нагрузку совместно с рамой. Напряжённое состояние элементов
рамы и боковых стенок зависит от соотношения их жёсткостей. Так, например,
жёсткие поперечные балки препятствуют взаимным вертикальным перемеще-
ниям хребтовой балки и боковых стенок и частично уравнивают их прогибы,
а тем самым перераспределяют нагрузки между ними.

В общем случае расчётная схема кузова с несущими боковыми стенками
и рамой представляет собой пространственную статически неопределимую си-
стему. Точный расчёт такой системы довольно сложен и требует громоздких
вычислительных операций. В то же время достигаемое этим расчётом уточне-
ние результатов не оправдывает затраченного труда. Поэтому расчёт упрощают,
принимая ряд допущений, что учитывается при выборе допускаемых напря-
жений (см. главу IV).

При упрощённом расчёте кузова рассматриваемого вида от вертикальной
нагрузки боковые стенки принимаются недеформирующимися. Указанное
допущение возможно, так как обычно боковые стенки обладают относительно
большей жёсткостью на изгиб в вертикальной плоскости, чем хребтовые балки
рамы.

Первоначально рассчитывается рама по уже известной схеме, принятой
для несущих рам (см. фиг. 277). В расчётной схеме боковые балки в соответствии
с принятым допущением считаются абсолютно жёсткими. Распределение на-
грузок и порядок расчёта сохраняются без изменений, но перемещения для
участков схемы, принятых абсолютно жёсткими, не учитываются, так
как в этом случае они равны нулю. Буферные брусья также принимают-
ся абсолютно жёсткими на изгиб в вертикальной плоскости, если торцевые
стенки кузова полностью обшиваются стальными листами. По указанной схеме
определяются усилия и напряжения в хребтовой балке и поперечных элементах
рамы.

После того как найдены усилия, действующие в раме, приступают к рас-
чёту несущих стенок кузова. Боковые несущие етенки рассчитываются отдель-
но как фермы или балки на двух опорах от действующей в их плоскости вер-
тикальной нагрузки. В качестве опор ферм или балок принимаются концы
шкворневых балок.

Нагрузка боковых стенок составляется из собственного веса и равно-
мерно распределённой полезной нагрузки с интенсивностью qe , приходя-
щейся на боковые балки рамы, и сосредоточенных усилий, которые
передаются концами поперечных балок и буферных брусьев. Примерная
схема действия этих усилий на ферму боковой стенки показана на фиг. 287.
На фигуре поперечные балки и буферные брусья отделены от фермы.
В местах разрезов приложены вертикальные силы Qz. Величина этих сил
определяется по формуле

где Mi—изгибающий момент, действующий в Сечении поперечного эле-
мента рамы в узле соединения его с хребтовой балкой, в кгсм\
а — расчётное расстояние между осями хребтовой и боковой балок
рамы в см.

Таким же образом определяются сосредоточенные нагрузки боковой стен-
ки балочного типа.

При расчёте боковой стенки, выполненной в виде раскосно-стоечной фер-
менной конструкции, рассматривается половина фермы, отсечённая по верти-
кальной оси симметрии. В расчётной схеме (фиг. 287) все соединения стержней
фермы принимаются шарнирными, а действие отброшенной части фермы за-
меняется соответствующими связями.

Равномерно распределённая нагрузка нижнего пояса с интенсивностью
qe и сосредоточенные силы Q уравновешиваются в узле 4', который обычно
соответствует оси шкворневой балки рамы. Нагрузки, действующие в пло-
скости фермы, создают нормальные усилия в её стержнях. Кроме того, равно-
мерно распределённая нагрузка вызывает изгиб стержней нижней обвязки
в пролётах между узлами, что учитывается отдельным расчётом.

22 Влгпны
Как указывалось выше, при проектировании стремятся избежать эксцен-
тричных узлов. Однако в отдельных случаях полностью выдержать это условие
не удаётся. Усилия Q от концов поперечных элементов рамы иногда оказы-
ваются смещёнными относительно центров узлов нижнего пояса боковой
фермы. То же относится и к усилиям в отдельных стержнях, сходящихся в уз-
лах нецентрально. При расчёте все узлы фермы принимаются центральными.
Эксцентрично действующие на узел усилия переносятся параллельно самим
себе в узловые точки с добавлением соответствующих моментов М по правилу
переноса сил. Влияние этих момен-

Фиг. 287. Схема усилий, действующих на
боковую стенку от элементов рамы

тов на узловые соединения и стержни
системы учитывается дополнительным
расчётом.	;

Для определения нормальных уси-
лий в стержнях фермы целесообразно

Фиг. 288. Расчётная схема фермы
боковой стенки

пользоваться комбинированным аналитическим расчётом, применяя для раз-
личных стержней способ вырезания узлов, метод моментных точек и
способ проекции сил.

В качестве примера рассмотрим определение нормальных усилий
в стержнях боковой фермы от равномерно распределённой нагрузки qb
и сосредоточенных сил Q.

Показанная на фиг. 287 пространственная система для упрощения
расчёта заменяется плоской (фиг. 288), а равномерно распределённая
нагрузка приводится к сосредоточенным нагрузкам, приложенным в узлах.
Суммарные усилия в узлах определяются по следующим формулам:

р,- = <7б ^ + (?5;

/5'_4'+ Ц'-З' .

Р4, = q6------------;

/4' —3* + h'-2' , п .
"з' = Яб------2-------г ^3»

Р‘2' = Яб ------^2'-1	+ Q2.

Эти усилия уравновешиваются реакцией

Л4' = Р5> + Р4' + Рз' +

Усилие в стержне 5' — 4’ определяется из уравнения моментов для
части фермы, отсечённой по а — а относительно точки 4"-.

М — Pb'h'-v
Из условия равновесия узла 5' определяется усилие в раскосе 5'—

Здесь отношение
________________________________ 1
li~ cosa

где a—угол, образованный стержнями 5" — 5' и 5'—4".

Усилия в стойке 4' — 4" и стержне 4'—3' находятся из рассмотре-
ния равновесия узла 4':

N4^ = - (А4> - /V) = - (Рь' + Рз' + /V);
ЛЛгз' = Nyv-

Усилие в раскосе 4"— 3' определяется из условия равенства нулю
суммы проекций на вертикальную ось всех сил, действующих на правую
часть фермы, отсечённую по b — Ь:

д; (Рз'+Р12')1з'-4"
— 

Здесь отношение

= sin
/З' —4"

где р — угол, образованный стержнями 3'—4' и 3'—4".

Усилие в стержне 3' — 2' находится из условия равновесия узла З'г

А7	А7 I Л^З'4* 1з'—4'

Nz'2f = #4'3' Ч---7------ •

13'_ 4'

Из суммы проекций на горизонтальную ось внутренних сил в сече-
нии с — с находится усилие в стержне 4" — 3":

N4" з" = — N3z2s
а из суммы проекций на вертикальную ось:

#3'3' = — Р%'-

Для определения усилия в стержне 2'— 3" удобно воспользоваться
условием равновесия правой части фермы, отсечённой по d — d:

Из условия равновесия узла 2' находится усилие в стержне 2' — /*•

*2'—3'

Усилие в стойке 2'—2":

N 2'2" = О,

а усилия в стержнях верхнего пояса 3"—2" и 2" —

N$”2'' = #2"1" = —N 2'\' >.

что совершенно очевидно из рассмотрения равновесия правой части фермы,
отсечённой по е — е.

После определения нормальных усилий во всех стержнях фермы про-
изводится расчёт отдельных стержней нижней обвязки от местной изгй-

22*
бающей нагрузки в пролётах. Каждый стержень рассчитывается на изгиб
как балка на двух опорах под действием равномерно распределённой на-
грузки с интенсивностью q&.

Точный расчёт влияния эксцентриситета узлов боковой фермы довольно
сложен. В таком расчёте учитывается взаимодействие узлов при их повороте
и относительное смещение узловых точек при деформации всей системы. Для
этой цели вся ферма рассчитывается методом деформаций.

Для приближённого расчёта местного влияния эксцентриситетов вы-
черчивается конструктивная схема узла (фиг. 289). К стержням прикла-
дываются действующие на них расчётные усилия и вычисляется реактив-
ный момент Мр узла относительно центральной точки с.

Для случая, изображённого на фигуре (узел 4" в рассмотренной
выше схеме), реактивный момент равен

Mp = AZ3m' cb — Nw са,
где cb и са — плечи усилий Nw и М5'4" соответственно относительно
центральной точки с узла 4".

Чтобы найти распределение момента Мр между стержнями, состав-
ляется расчётная схема узла (фиг. 290), в которой стержни принимаются

Фиг. 289. Схема узла

Фиг. 290. Расчётная схема узла

сходящимися в одной точке и жёстко связанными

между собой. Другие

концы стержней считаются жёстко закреплёнными. К узлу приклады-
вается активный момент Л4, равный по величине реактивному Мр, но
противоположно направленный. Этот момент вызывает поворот жёсткого
узла и изгиб стержней.

Из метода деформаций известно, что если в указанной схеме жёст-
кий узел повернуть на угол <р2 = 1, на поворачиваемых концах стержней
появятся реактивные моменты

Мп

а на противоположных концах

где — момент инерции сечения стержня относительно нейтральной оси,
нормальной к плоскости изгиба;

Ц — расчётная длина стержня.

Момент М поворачивает узел на неизвестный угол ср4< , величина ко-
торого легко определяется из уравнения

%Мц = М.

На эту величину следует умножить эпюры изгибающих моментов
в стержнях от единичного угла поворота узла, чтобы получить их дей*
ствительные значения.
Для удобства расчёта принимают
ЕЦ
Zz =
где — погонная жёсткость каждого стержня.

Тогда момент, действующий на каждый стержень в уз
Л14< i = 4ср4- ж

и на противоположном конце, например, стержня 5" — 4"
М5" = 2ср4" Л05"_4".

ука-

4 чж-

По полученным изгибающим моментам вычисляются напряжения в стерж-
нях. Кроме того, действие этих моментов учитывается при расчёте прочности
узловых соединений стержней.

Рассмотренный приближённый метод справедлив, когда погонные жёст-
кости сходящихся в узле стержней примерно одинаковы (например узлы верх-
ней обвязки).

В узлах нижней обвязки при относительно большей жёсткости последней

эксцентриситеты не оказывают столь существенного влияния, как в верхних
узлах. При больших эксцентриситетах ______________________________

для оценки местных напряжений в
узлах нижней обвязки рекомендуется
пользоваться более точным методом
расчёта. Местные напряжения изгиба
в элементах фермы от равномерно рас-
пределённой нагрузки и узловых мо-
ментов складываются с напряжениями
от нормальных усилий. Сложение про-
изводится в наиболее нагруженных сече-

Фиг. 291. Расчётная схема балки-стенки

ниях элементов с учётом знака напря-

жений для различных точек (волокон) сечения. В оценку прочности входят

суммарные напряжения, наибольшие по абсолютной величине.

Подобно тому, как это делается при расчёте несущих рам, статиче-
ские напряжения от вертикальной нагрузки во всех элементах рамы и
стенки умножаются на (1-{-&д), а суммарные статические напряжения
в боковой стенке, кроме того, увеличиваются на 10%.

Расчётная схема и примерный вид поперечного сечения боковой стенки
кузова, выполненной в виде сплошной балки-стенки, показаны на
фиг. 291. Здесь равномерно распределённая нагрузка обозначена интен-

сивностью сосредоточенные усилия от поперечных элементов рамы —
через Qi, Q2, Qa и Q4 и опорные реакции — Ai и Л2. При симметричных

конструкции и нагружении усилия и опорные реакции попарно равны

Qi — Q4, Qa = Q3 и Ai — А2.

Количество пар этих усилий определяется конструкцией рамы. По-
ложение опор с реакциями Аг и Л2 соответствует осям шкворневых балок.

Имея расчётную схему (фиг. 291), легко построить эпюры изгибаю-
щих моментов и перерезывающих сил и вычислить напряжения в балке
по обычным формулам.

При определении геометрических характеристик сечений балки-стенки
в расчёт вводятся поперечные сечения всех продольных элементов кар-
каса, а также листов обшивки.

Если толщина 2 вертикального листа относительно мала, то лист
вследствие частичной потери устойчивости неполностью воспринимает
нагрузки, приходящиеся на него в сечении. Это обстоятельство принято
учитывать при расчёте уменьшением действительной высоты сечения листа.
К площадям поперечных сечений продольных элементов добавляется при-
летающая часть сечения листа в пределах так называемой приведённой
высоты последнего. Приведённая свободная высота листа с каждой сто-
роны продольного элемента, воспринимающая нагрузки вместе с ним, вы-
числяется по формуле

где Ьпр — приведённая высота листа, вводимая в расчёт балки-стенки,
в см\

Ь — свободная высота листа между продольными элементами балки-
стенки в см\

<зк — критические напряжения в листе, вычисленные по формуле
(417), в кг/см2\

ст— действительные максимальные напряжения в листе, получен-
ные при расчёте, в кг/см2.

Так как приведённая высота листа зависит от расчётных напряже-
ний, а последние в свою очередь от высоты, то расчёт ведётся методом
последовательных приближений. При толщине листов, равной 2 — 2,5 мм,
рекомендуется приведённую высоту первоначально принимать равной
6нр = 208.

В кузовах металлических гондол, где применяются сплошные балки-
стенки, по условиям эксплуатации не рекомендуется иметь толщину листа
меньше 4 мм. В таких стенках при расчётах от вертикальной нагрузки в расчёт-
ные сечения балки входит полное сечение листа.

При расчёте прочности балки-стенки поперечные сечения в целом прове-
ряются на изгиб, а листы обшивки — на срез. При проверке листов на срез
под действием перерезывающих сил площади поперечных сечений продольных
элементов каркаса в расчёт не вводятся. Все напряжения, полученные при
расчёте от статической нагрузки, пересчитываются с учётом вертикальной
динамики и перегрузки бт действия боковых сил, подобно тому, как это де-
лается при расчёте рамы.

Кроме расчёта на прочность, листы обшивки проверяются на устойчи-
вость под действием перерезывающих сил. Проверке подвергаются панели
с большой свободной площадью листов, а также все панели, находящиеся под
действием наибольших перерезывающих сил. Для этой цели максимальные
расчётные касательные напряжения сравниваются с критическими, подсчиты-
ваемыми по формуле (416). Запас устойчивости должен быть не ниже 1,2.

Расчёт на продольные нагрузки кузова с боковыми стенками ферменного
типа ничем не отличается от аналогичного расчёта несущей рамы, так как высо-
кая раскосно-стоечная система практически не препятствует сжатию или растя-
жению нижней обвязки под действием этих нагрузок. Следовательно, только
нижняя обвязка боковой стенки включается в указанную расчётную схему
рамы.

В отличие от ферменных боковые стенки балочного типа на участке между
шкворневыми балками воспринимают продольные нагрузки от рамы и вводят-
ся в расчёт. В консольных частях кузова балка-стенка не по всей высоте вос-
принимает продольные усилия. Поэтому при расчёте в сечение этого участка
вводится только нижняя обвязка стенки с частью вертикального листа, по вы-
соте равной его двадцатйкратной толщине. На фиг. 292 показана такая расчёт-
ная схема четверти кузова со стенками балочного типа, составленная по осям,
проходящим через центры тяжести поперечных сечений составляющих элемен-
тов. Так как, кроме растяжения и сжатия, боковая стенка испытывает изгиб
в вертикальной плоскости, в этой схеме учитывается влияние промежуточных
поперечных балок. Вертикальные участки 4' — 4", 3' — 3", 2’ — 2" при-
нимаются абсолютно жёсткими. Однако учёт влияния промежуточных попереч-
ных балок значительно усложняет расчёт. Поэтому часто пользуются упро-
щённым методом расчёта, при котором кузов рассчитывается как плоская си-
стема без учёта промежуточных балок. В этом случае в схеме учитывается толь-
ко нижняя обвязка боковой стенки с частью вертикального листа, как это ука-
зывалось для консольных частей. После определения продольных усилий в ниж-
ней обвязке средняя часть боковой стенки полного сечения рассчитывается
на действие этих усилий как балка, подверженная эксцентричному сжатию.

Напряжения в элементах, подвергающихся действию продольных нагру-
зок, складываются с суммарными напряжениями от статической и динамиче-
ской вертикальной нагрузок таким же порядком, как и при расчёте несущих
рам.

Боковые стенки гондол дополнительно рассчитываются на нагрузки, воз-
никающие при разгрузке вагона на вагоноопрокидывателе. Этот режим наи-
более существенно отражается на прочности верхних поясов, которые должны
быть проверены на местную нагрузку, возникающую в опорных точках ваго-
ноопрокидывателя.

При выборе сечений крышевых дуг в кузовах пассажирских вагонов обыч-
но руководствуются соображениями, изложенными выше. Для определения

Фиг. 292. Расчётная схема четверти кузова с несущими стенками балочного типа

сечений дуг в кузовах грузовых вагонов иногда пользуются условным методом
расчёта. Дуги крыши рассчитываются как двухопорные балки с упруго заде-
данными концами. Момент упругой заделки приближённо принимается рав-
ным половине момента жёсткой заделки. В качестве расчётных нагрузок при-
нимаются: сосредоточенная сила Р = 80 кг (вес одного человека), приложен-
ная в середине пролёта балки, и равномерно распределённая нагрузка с интен-
сивностью q от собственного веса элементов крыши, приходящегося на одну
дугу. При этом максимальный изгибающий момент в среднем сечении дуги
равен

лл ЗР/ . I2

Afmax - -Jg- + q J2 •

где I — расчётный пролёт дуги.

Все сжатые стержни и балки проверяются на устойчивость с учётом одно-
временного действия на них силовых факторов от всех видов нагрузок по фор-
мулам (411) — (414). В боковых стенках балочного типа проверке на устой-
чивость подвергается верхний пояс как самостоятельный стержень с учётом
двадцати толщин вертикального листа; такая проверка особенно важна для
кузовов полувагонов.

Несущие боковые стенки пассажирских, изотермических и крытых гру-
зовых вагонов обшиваются тонкими листами; кроме того, в них имеются
вырезы для окон, дверей и люков, которые влияют на напряжённое состояние
стенок, вследствие чего расчёт последних значительно усложняется. Расчёт
подобных конструкций рассматривается ниже (глава XVI).
5. РАСЧЁТ СТЕНОК КУЗОВА НА УСИЛИЯ РАСПОРА ОТ СЫПУЧИХ
ГРУЗОВ

В общем случае каждая стенка кузова, загруженного сыпучим грузом,
подвергается равномерно распределённому по её длине статическому давле-
нию распора. Величина давления определяется по формулам (407) — (410).

Примерная схема этой нагрузки на стенку вагона показана на фиг. 293, а.

Фиг. 293. Схема загружения стенки вагона сыпучим грузом

Давление груза воспринимается досками обшивки и распределяется между
ними по схеме, показанной на фиг. 293, б. Интенсивность равномерно распре-
делённой по длине нагрузки каждой доски находится по формуле

4i — ai Pt>

где — ширина рассчитываемой доски в см\

р,— средняя интенсивность давления [вычисленная по формулам
(409) и (410)], приходящегося на ширину доски, в кг!см\

Фиг. 294. Расчётная схема стенки ферменного типа, загруженной
усилиями распора груза

Доски обшивки принимаются не связанными между собой и рассчиты-
ваются как самостоятельные неразрезные балки на жёстких опорах, которыми
являются элементы каркаса (фиг. 293, в). Расчёт досок по указанной схеме
производится обычными методами сопротивления материалов. Наиболее на-
груженными являются нижние доски обшивки, которые и подвергаются рас-
чёту на прочность (при одинаковой толщине всех досок стенки).

Распорная нагрузка через доски передаётся на элементы каркаса
кузова и по величине равняется опорным реакциям досок Ап1 (фиг. 293, в).

Боковые несущие стенки грузовых вагонов рассчитываются на распор от
сыпучих грузов как плоские системы, находящиеся под действием пространст-
венной нагрузки.
На фиг. 294, а показана расчётная схема стенки ферменного типа со свя-
занными между собой верхними поясами, загруженной усилиями распора
груза, а на фиг. 294, б — без связи верхних поясов. Последний случай отно-
сится к стенкам полувагонов. Нижние концы стоек и раоМосов принимаются

жестко заделанными в
раме, а верхние концы
шарнирно соединёнными
с верхней обвязкой.
В первом случае (фиг.
294, а) верхняя обвяз-
ка принимается жёстко
опёртой на поперечные
связи каркаса кузова
(крышевые дуги и лобо-
вые фрамуги).

Диагональное рас-
положение раскосов в
панелях фермы услож-
няет расчёт досок как
многоопорных балок
вследствие переменной
величины пролётов. По-
этому для приближённых

Фиг. 295. Схема распределения нагрузки от распора
между элементами боковой стенки

расчётов равномерно распределённые нагрузки

досок приводятся к усилиям, действующим на стойки и раскосы, по правилу,

принятому для разрезных балок.

Для расчёта пользуются схемой распределения нагрузки от рас-
пора между элементами боковой стенки (фиг. 295). В этом случае
,	1	I ,

ь = ~2 1 > а = ~2	и т* д*

Следует иметь в виду, что эти нагрузки не всегда распределяются вдоль
стоек по линейному закону и изменение их интенсивности имеет более сложный
характер.

В общем случае показанные на фигурах расчётные ехемы каркаса стенки
являются статически неопределимыми и должны рассчитываться методом сил.

Фиг. 296. Расчётная схема для стоек и
раскосов стенок при наличии верхних
поперечных связей

Фйг. 297. Расчётная схема верти-
кального элемента боковой стенки
без верхних поперечных связей

Обычно пользуются приближёнными решениями. Для первой схемы
(см. фиг. 294, а) таким решением является расчёт стоек и раскосов как самостоя-
тельных балок, жёстко заделанных одним концом и шарнирно опёртых дру-
гим (фиг. 296).

Для второй схемы (см. фиг. 294, б) приближённое решение получается рас-
чётом вертикальных элементов каркаса стенки как жёстко заделанных кон-
сольных балок (фиг. 297).

Для расчёта каждого стержня (фиг. 296 и 297) необходимо опреде-
лить величину и характер изменения приходящейся на него распорной
нагрузки, т. е. найти интенсивность qn = f (у). Для этой цели строятся
пространственные эпюры давлений, отнесённых к каждому элементу. На
фиг. 298 показаны такие эпюры для стоек и раскосов боковой стенки
крытого четырёхосного вагона (см. фиг. 295). На основании формулы (409)

и геометрической схемы этой стенки интенсивность нагрузки для каждого
элемента может быть выражена следующими формулами:

для угловой стойки (фиг. 298,а)

в ---У

для шкворневой стойки (фиг. 298,6)

Чп = Р ]°i + у (*« + Ь3) ;

для промежуточной стойки (фиг. 298, в)

Чп = Ра*>

для дверной стойки (фиг. 298,г)

/	, . h — у\

для раскосов (фиг. 298,6)

<7„ = pa4cosa.
В приведённых формулах:

qn — интенсивность распорной нагрузки для каждого э.к /ента в кг!см\
р — интенсивность, вычисляемая по формуле (409), в /. 1 см?\

ainbi—наибольшие длины досок обшивки, отнесённые к данному эле-
менту, в см \

h — высота уровня загрузки кузова в см;

у — текущая ордината распорной нагрузки в см;

а — угол между стойкой и раскосом.

Максимальные изгибающие моменты, возникающие в заделках стерж-
ней (см. фиг. 296), находятся методом сил. Целесообразная основная система
получается, если в качестве неизвестной принять реакцию опоры А. Еди-
ничная и грузовая эпюры изгибающих моментов при расчёте вертикаль-
ных элементов стенки на распор показаны на фиг. 299. Грузовая эпюра
изгибающих моментов может быть получена в данном слхчае двойным
интегрированием выражения эпюры нагрузки

Mp = ^qndy-

Фиг. 299. Единичная и грузовая эпюры изгибающих
моментов при расчёте вертикальных элементов стенки
на распор

Если вследствие сложного характера полученной эпюры невозможно

использовать типовые
ческих уравнений, то

таблицы при вычислении грузовых членов канони-
интеграл вида

Мх М

EI

- ds

площади грузовой эпюры на ординату единичной

решается умножением

эпюры, соответствующую положению центра тяжести грузовой.

Так, например, для угловой стойки 5' —5" (см. фиг. 298, а)

Мр

а \ n h — у С С
45’-у) K-*b—^dy= б^-12Л^’

где

C = bTtg« (45°—у)10~3.

При у = h

С
МрВ = 12 кгсм-

Площадь и положение центра тяжести эпюры моментов находятся обычным
приёмом:
площадь эпюры

h

=	У7 8-Пл^)^ = ГоА‘'и;

о

положение центра тяжести

h

С /С С \

1 I — оЗ   —— 1/4 1 udu

о

F

7

= -д’ h см.
Ордината единичной эпюры, соответствующая центру тяжести грузовой, равна

7
Л1Х = g- h +с.

Таким образом, грузовой член равен

= £/ f ds~ 40 EI (”9 + с) ’
где с —расстояние от уровня погрузки до оси верхней обвязки в см
Единичный коэффициент уравнения равняется

..	1 (А + с)«

011 “ ЕГ 3

Из уравнения olx X + Ъ1р = 0 находим величину неизвестной реакции на опоре А

С /7	\	3

Х ~ 40 h ( 9 h + J (Л + с)л кг'

Изгибающий момент в заделке равен

Л4в = &л,-^/г<(¥л + с)(йТ7Г« кгсм-

Для промежуточной стойки и раскосов эпюра давлений имеет форму
клина (см. фиг. 298, ей д). В этом случае максимальный изгибающий момент
в заделке В может быть вычислен по формуле

Мв = ±	[5А« (Л + с) - А®] + 1 РЛ кгсм,

где Р — равнодействующая распорной нагрузки, вычисленная по фор-
муле (407), в кг/см\

az — длина досок обшивки, отнесённая к данному элементу, в ом.
Для консольных балок (см. фиг. 297) изгибающий момент в заделке ра-
вен произведению равнодействующей Рп эпюры давления на её плечо
Л—уц относительно заделки.

Если схема каркаса стенки подобна рассмотренной выше, то можно вос-
пользоваться приведёнными функциями для нагрузки отдельных элементов.
В случае погрузки с «шапкой» в выражение функций подставляется интенсив-
ность давления р, определяемая формулой (410). Определение равнодействую-
щей эпюры и её положения производится общепринятым методом. Однако
в данном случае интегрирование сильно усложняется, поэтому для ориенти-
ровочных расчётов возможно параболическую эпюру давления [формула
(410)] заменить трапецоидальной.

Борта платформы также рассчитываются на действие давления распора
при погрузке с «шапкой» [формулы (408) и (410)]. Проверке подвергаются верх-
няя и нижняя доски борта. Верхняя доска считается как балка на двух опорах
под равномерно распределённой нагрузкой, а нижняя — как многоопорная
балка. Опорами верхней доски служат бортовые запоры, а нижней — шар-
нирные подвески борта. Нагрузки на доски находятся подобно тому, как
это делается для досок обшивки (см. фиг. 293, б). Бортовые запоры и шарнир-
ные подвески рассчитываются на действие опорных реакций всех досок.
Расчётная схема для металлических бортов зависит от конструкции борта.

Для боковых стенок балочного типа общая расчётная схема приводится
к стержневой системе. В каркасе таких стенок раскосы отсутствуют и в расчёт-
ную схему входят только стойки. При этом считается, что совместно со стойкой
нагрузку от изгиба воспринимает часть листа обшивки шириной, равной Двад-
цати его толщинам, с каждой стороны от шва приварки. Распорная нагрузка
распределяется между стойками пропорционально половинам ширины приле-
гающих с обеих сторон стойки панелей листов.

Кроме того, листы каждой панели рассчитываются как прямоугольные
пластины, свободно опёртые по контуру и нагруженные распорной нагрузкой,
приходящейся на их поверхность (такой характер закрепления принимается
в запас прочности листа). В первом приближении нагрузка считается равно-
мерно распределённой по всей площади листа с постоянной интенсивностью,
определяемой по формуле

Р “ 20tg (40 ~ ~2 ) кг/смй

[обозначения см. формулу (407)].

Расчётная схема панели боковой стенки балочного типа для этого
случая показана на фиг. 300.

Напряжения в листе определяются по формуле:

рс2

3 = 2В2 кг/сл:2’

где с —длина перпендикуляра, опущенного из угла прямоугольника,
очерченного кромками листа, на его диагональ, в см\

о—толщина листа в см.

В остальном расчёт балок-стенок ничем не отличается от рассмотренного
выше расчёта стержневых систем.

Расчёт на распор лобовых стенок кузова выполняется подобно рассмот-
ренному выше, причём верхние обвязки боковых стенок рассматриваются как
жёсткие опоры. Прочность лобовых

стенок оценивается по результатам рас-
чёта на усилия распора груза и, кроме
того, их сечение должно удовлетворять
изложенным выше условиям.

Реактивные моменты в заделке ниж-
них концов вертикальных элементов
стенок от распорной нагрузки являются
активными моментами для поперечных
балок рамы, в которых они воздают до-
полнительные напряжения. Действие
этих моментов учитывается как местная
нагрузка поперечных балок и при расчёте
узловых соединений. Для определения
Кающей к узлу фермы поперечной

Фиг. 300. Расчётная схема
панели боковой стенки
балочного типа

местных напряжений в примы-

балке последняя рассчитывается как жёстко
заделанная одним концом консольная балка, нагруженная моментом на сво-

бодном конце. Жёсткой заделкой при этом считается узел присоединения по-
перечной балки к хребтовой.

Напряжения в элементах стенок и местные напряжения в поперечных
балках, полученные в результате расчёта на распорную нагрузку, суммируют-
ся по общим правилам с напряжениями от других видов нагрузки и учитывают-

ся при оценке прочности конструкции.
ГЛАВА XII

УДАРНО-ТЯГОВЫЕ ПРИБОРЫ

Ударно-тяговые приборы являются весьма ответственными частями ва-
гона. Недостатки конструкции и содержания этих частей вагона могут
явиться причиной разрыва поезда сопровождающегося часто тяжёлыми по-
следствиями. От устройства и состояния ударно-тяговых приборов в зна-
чительной мере зависит спокойный ход поезда. Конструкция этих приборов
существенно влияет на тару вагона.

1.	НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ УДАРНО-ТЯГОВЫХ ПРИБОРОВ

Назначением удар но-тяговых приборов является:

1)	соединение (сцепление) вагонов между собой и с локомотивом;

2)	удержание вагонов на определённом расстоянии друг от друга;

3)	передача растягивающих и сжимающих усилий от одного вагона к дру-
гому;

4)	смягчение действия ударно-тяговых усилий.

В том случае, когда все эти функции выполняются одним прибором, по-
следний называется объединённым ударно-тяговым прибором,
Объединённый прибор обычно располагается посредине буферного бруса и
поэтому носит название центрального ударно-тягового прибора.

В случае распределения вышеперечисленных функций между различными
приборами последние называются раздельными тягово-сцепными и
ударными приборами. При раздельном устройстве на концах буферного бруса
располагаются приборы, называемые буферами, передающие и смягчаю-
щие действие ударных усилий, а также удерживающие вагоны на определён-
ном расстоянии друг от друга, а посредине — упряжной прибор,
предназначенный для сцепления вагонов, передачи и смягчения действия тя-
говых усилий.

Упряжные приборы имеют тяговые и сцепные устройства.
К первым относятся детали, передающие тяговые усилия локомотива раме
вагона. Ко вторым — часть упряжи, служащая непосредственно для сцепле-
ния данного вагона со смежным, называемая сцепкой.

В зависимости от способа передачи раме вагона тягового усилия упряжь
разделяется на сквозную и несквозную (разрезную).

Рама вагона со сквозной упряжью воспринимает только часть тягового
усилия локомотива, равную сопротивлению данного вагона движению. Если
на вагоне поставлена несквозная упряжь, то рама воспринимает всё тяговое
усилие, передаваемое упряжью.

Следовательно, для разрезной упряжи требуется более мощная рама ва-
гона, чем при сквозной.

На фиг. 301 изображено схематическое соединение вагонов в поезде:
вверху А — несквозной упряжью и внизу Б — сквозной упряжью. Как сле-
дует из схемы А, разрезной упряжью соединяются буферные брусья соседних
вагонов, причём упругость соединения осуществляется при помощи пружин.
Таким образом, поезд представляет собой упругую цепь, через которую пере-
даётся тяговое усилие. При наличии сквозной упряжи (фиг. 301, Б) все тяго-
во-сцепные приборы поезда связаны между собой жёстко, а с рамой вагона
упруго. Поэтому детали сквозной упряжи воспринимают жёстко тяговое уси-

лие.

Представим себе поезд, состоящий из 50 вагонов, оборудованных сквозной
упряжью, и подверженный сжатию (например, при набегании вагонов).
Если пружины буферов каждого вагона допускают сжатие на 2 • 80=160 мм,
то длина поезда может быть уменьшена на 50-160 = 8 000 мм. После пре-
кращения действия силы сжатия накопленная в буферных пружинах энергия
освобождается и передаётся упряжи. Если учесть, что при сквозной упряжи
пружина тягового аппарата допускает сжатие на 45 мм, то удлинение поезда
возможно лишь на 2 -45 =90 мм. Следовательно, энергия отдачи буферных пру-
жин поглощается сопротивлением упряжи на малом перемещении, а развиваемое

при этом усилие становится на-
столько большим, что может при-
вести к обрыву деталей упряжного
устройства.

При наличии разрезной упря-
жи отдача буферных пружин не
вызывает таких жёстких ударов
в деталях тягово-сцепного прибора,
так как общий прогиб тяговых пру-

Фиг. 301. Схема сквозной и несквозной

жин поезда немногим отличается от	упряжи

общего пробега буферных пружин.

Поезд, вагоны которого оборудованы сквозной упряжью, труднее сдвинуть
с места и при этом легче порвать детали тягово-сцепного прибора, чем в по-
езде с вагонами, снабжёнными разрезной упряжью.

В первом случае (сквозная упряжь) трогание поезда можно сравнить с при-

ведением в движение одного вагона огромного веса, равного весу всех вагонов,
при наличии тяговых пружин, расположенных параллельно и поэтому равно-
значных .одной очень жёсткой пружине.

Во втором случае (разрезная упряжь) вагоны не все сразу приходят в дви-
жение, а тяговые пружины, расположенные последовательно, равнозначны
одной мягкой пружине. Следовательно, разрезная упряжь имеет значитель-
ные преимущества по сравнению со сквозной.

В зависимости от способа соединения сцепные приборы делятся на н е-
автоматические и автоматические. В первом случае

соединение вагонов осуществляется человеком, во втором случае — автома-
тически при сжатии сцепных междувагонных приборов.

За годы советской власти решена важная для железнодорожного транс-
порта задача — оборудование вагонов автосцепкой — объединённым
ударно-тяговым прибором. Автоматическая сцепка является наиболее совер-
шенным типом ударно-тяговых приборов. На переходный период, т. е. до за-
вершения оборудования всех вагонов автоматической сцепкой, на рамах со-
храняются буфера, обеспечивающие соединение автосцепных вагонов с ваго-
нами, имеющими винтовую стяжку.

Перейдём к более подробному ознакомлению с отдельными частями удар-
но-тяговых приборов.

2.	ВИНТОВАЯ СТЯЖКАМ

К вопросам совершенствования упряжи и, в частности, винтовой стяжки
постоянно привлекалось внимание конструкторов и эксплуатационников.
Результатом явилось многократное улучшение конструкции стяжки и других
частей упряжи.

В настоящее время все вагоны, не имеющие автосцепки, оборудованы пре-
имущественно винтовой стяжкой конструкции 1927 г. (фиг. 302). Стяжка
состоит из скобы /, малой гайки 2, винта 3 с рукояткой 4 и двумя наконеч-
никами 5, большой гайки 6 с двумя наконечниками 7, двух серёг 8 и кривого
валика 9 с двумя гайками 10 по концам. Скоба 1 своими проушинами надета
на цапфы малой гайки 2. Малая гайка 2 и большая гайка б соединены с винтом
3, имеющим правую и левую нарезки. На цапфы большой гайки 6 надеты
своими проушинами серьги 8 и укреплены наконечниками 7 со шплинтами.
Вторыми проушинами серьги 8 надеты на цапфы кривого валика 9 и укреп-
лены (гайками 10 со шплинтами. Кривой валик 9 пропущен через отверстие
в головке упряжного крюка. Криволинейная средняя часть валика 9 облег-
чает центральную передачу тягового усилия упряжью.

При сцеплении вагонов, оборудованных винтовой упряжью, обе стяжки
своими скобами надеваются на головки крюков, образуя двойное сцеп-
ление. При этом одна из стяжек (верхняя) свинчивается до соприкосновения
тарелок буферов и является рабочей. Другая стяжка (нижняя) остаётся не-
сколько ослабленной и является запасной на случай обрыва рабочей.

Фиг. 302. Стяжка конструкции 1927 г.

Стяжка конструкции 1927-г. весит 35 кг. Основные её части изготовляются
из углеродистой стали с временным сопротивлением 50 — 60 кг!мм2 и отно-
сительным удлинением 16%, Все вновь изготовляемые стяжки, а также
подвергаемые ремонту при разборке испытываются усилием 30 /а.

При испытаниях стяжек, как и всех остальных частей упряжи, прове-
ряется прочность и отсутствие остаточных деформаций после прекращения дей-
ствия растягивающего усилия.

На стяжку, выдержавшую испытание, наносятся клейма. Они помещают-
ся на одной из гаек стяжки (у новой — на большой гайке) и обозначают место
и дату испытания.

Для повышения прочности упряжи Люблинский литейно-механический
завод им. Л. М. Кагановича ввёл её термическую обработку. Термически обра-
ботанная упряжь обозначается цилиндрическим выступом диаметром 5 мм
и высотой 3 мм, на котором при технической приёмке набивается буква Т.

3.	СКВОЗНАЯ УПРЯЖЬ

На фиг. 303 изображено устройство сквозной упряжи двухосного вагона
грузоподъёмностью 16,5 — 18 т. Через поперечные брусья рамы пропущены
упряжные крюки 1 и 2 с длинными стержнями. Стержень крюка 1 проходит
через обе шайбы и пружину и при помощи длинной муфты 3 и чек 5 соединяет-
ся со вторым крюком 2, стержень которого выполняется меньшей длины. На
стержень крюка /, кроме того, посажена вторая (короткая) муфта 4 с чекой.
Длинная (двухдырная) муфта 3 является соединительно-упорной, а короткая
(однодырная) 4 только упорной.

Между муфтами 3\\4 расположены шайбы 12 и 14 и упряжная пружина 10.
Спиральная пружина 10, изготовленная из стали прямоугольного сечения
b X h= 130 х 7 мм, имеет 6,75 витка, средние радиусы которых изменяются
от Г1 = 34 мм до г2 = 76 мм. Упряжная пружина обладает переменной гиб-

Фиг. 303. Сквозная упряжь
а—тяговый прибор; б—головка
крюка

костью при среднем значении
её fQ= 50 мм/tn. Переменная
гибкость является целесооб-
разной для пружин упряж-
ного аппарата. При нагрузке
1 000 кг в ней возникают на-
пряжения т1ооо=3 700 кг!см2.
В упряжном аппарате пружи-
на имеет предварительную
затяжку, равную 12 мм.

Взамен спиральной пру-
жины по предложению А. В.
Соколова с 1950 г. ставится
цилиндрическая упряжная
пружина из стали диаметром
d = 19 мм, имеющая средний
диаметр 0=81 мм, число ра-
бочих витков п = 8,5,свобод-

ную высоту Н = 256 мм и гибкость /0 = 34,7 мм!пт, предварительная затяж-
ка пружины составляет 14 мм.

Шайбы 12 и 14 имеют по краям отверстия, через которые свободно проходят
аппаратные болты 13. На концах аппаратных болтов 13 находятся :айки, со-
единяющие тяговый аппарат с поперечными брусьями рамы. На аппаратные
болты, в средней их части, навинчены гайки и контргайки 9, ограничивающие
перемещения шайб 12 и 14. Для ограничения сжатия упряжной пружины 10
на аппаратные болты надеты втулки (предохранительные трубки) И. Длина
втулок И равна 197 мм, а расстояние между шайбами 12 и 14 составляет 242 мм.
Следовательно, при нормальном состоянии тягового аппарата наибольшее сжа-
тие пружины достигает 45 мм.

Для уменьшения износа стержня крюка в буферных брусьях на заклёп-
ках укреплена направляющая 15, имеющая квадратное отверстие 63 X 63 мм.

23 Вагоны
Вместе, непосредственно прилегающем к головке, стержень крюка также
имеет квадратное сечение. Такая форма крюка исключает возможность его
вращения в буферном брусе.

При действии тягового усилия одна из муфт нажимает на прилегающую
к ней шайбу. От последней тяговое усилие передаётся упряжной пружине 10,
которая, сжимаясь, упирается во вторую шайбу. Последняя через гайки 9
передаёт тяговое усилие аппаратным болтам 13 и через них — поперечным
аппаратным брусьям, т. е. раме вагона.

Присоединённые к раме буксовые лапы надавливают на буксы и, преодо-
левая сопротивление колёс перекатыванию, приводят их во вращение.

Следовательно, на раму передаётся часть тягового усилия, равная сопро-
тивлению движения данного вагона. Остальная часть тягового усилия пере-
даётся стержнями крюков следующим вагонам.

В длинных пассажирских вагонах (например, 18-лг) крюковой стер-
жень составляется из нескольких частей, соединённых шарнирно. Такое со-
единение предназначено для предотвращения изгиба стержня при прохожде-
нии вагонами кривых участков пути.

Основные размеры тягового крюка, так же как и стяжек, подвергались
неоднократным изменениям.

Крюк последней конструкции (1935 г.) имеет следующие основные размеры
(фиг. 303, 6).

Головка крюка в сечении АА............h = 68 мм	b = 46 мм

Головка крюка в сечении Б Б .......... h= 125 »	b = 60 »

Квадратная часть стержня ....................... 60x60	мм

Диаметр круглой части хвостовика стержня........d = 52 »

Для предотвращения повреждений буферного бруса заплечик головки
крюка должен находиться от него на расстоянии не меньшем 46 мм. Для обес-
печения свинчивания стяжек до соприкосновения буферов это расстояние
должно быть не больше 75 мм. При других значениях выхода крюка требует-
ся производить регулировку упряжного аппарата, т. е. передвижение деталей
упряжи вдоль рамы вагона для восстановления нормальных размеров.

Детали сквозной упряжи изготовляются из стали марок: упряжные
крюки Ст. 2—Ст. 3; муфты и чекиСт. 5; аппаратные болты Ст. 2—Ст. 3; шайбы
упряжной пружины Ст. 3; предохранительные трубки Ст. 0.

4.	НЕСКВОЗНАЯ УПРЯЖЬ

Несквозная (разрезная) упряжь установлена на вагонах, рамы которых
имеют хребтовые балки. На каждом конце вагона (фиг. 304) имеется крюк 1
с коротким стержнем, заканчивающийся гайкой 2 и шплинтом 3. Крюк про-
ходит через упряжную подушку 4, к которой пружинами 5 прижимается шай-
ба 6. На другом конце пружин имеется вторая шайба 7.

Упорная подушка 4 прижата к упорным угольникам <$, приклёпанным
к хребтовой балке. Расстояние от упорных полок угольников 8 до наружной
поверхности буферного бруса составляет 390 мм (раньше угольники ставились
на расстоянии 415 мм). Предупреждение перекосов упорной подушки 4 и исти-
рания ею стержня крюка обеспечивается двумя небольшими угольниками 9,
привинченными болтами к хребтовой балке и имеющими горизонтальные пол-
ки, на которые опирается подушка.

Квадратная часть стержня крюка 1 проходит через прямоугольное отвер-
стие направляющей (крюковой шайбы) //, приклёпанной к буферному брусу.
Кроме того, под крюк подкладывается сухарь (сменная прокладка) 10 из мяг-
кого чугуна для предотвращения износа крюка и направляющей.

Наружная пружина разрезной упряжи изготовляется из стали круглого
сечения диаметром 40 мм. Она имеет 2,75 рабочих витка при среднем их диа-
метре 163 мм. Фабричная высота наружной пружины 195 мм. При нагрузке
9,65 ш пружина полностью сжимается на величину 45 мм. Внутренняя пру-
жина при диаметре сечения стали 25 мм, среднем диаметре витка 92 мм, числе
рабочих витков 4,75 и фабричной высоте 190 мм сжимается на 40 мм (в комп-
лекте) усилием 4,25 т.

Таким образом, для полного сжатия комплекта упряжных пружин необ-

ходимо усилие 13,9 tn. Пружины 5 имеют небольшой натяг, вследствие чего

головка крюка 1 прижата к
направляющей 11 своими
заплечиками.

При действии тягового
усилия гайка 2 нажимает на
шайбу 7. Последняя передаёт
нагрузку на пружины 5, ко-
торые, опираясь на шайбу 6,
сжимаются. Далее тяговое
усилие через упорную по-
душку 4 и упорные крон-
штейны 8 передаётся на раму
вагона. При этом тяговый
крюк выходит из крюковой
направляющей 11 на расстоя-
ние, обусловленное величи-
ной сжатия пружины.

Таким образом всё тя-
говое усилие, за вычетом
сопротивления движению дан-

♦

Фиг. 304. Несквозная упряжь

ного вагона, передаётся от упряжного прибора,

расположенного на одном

выдержавших испытание,

конце вагона, на другой его конец через раму.
На крюках сквозной и несквозной упряжи,
наносятся клейма о месте и времени испытания. Клейма набиваются на одной

а)

щеке и, кроме того, на обеих

сторонах места сварки стер-
жня с головкой и хвостови-
ком (сквозная упряжь).

5.	БУФЕР

Буфером называется ком-
плект следующих деталей
(фиг. 305, а): буферный стер-
жень с тарелкой /, нажимная
шайба 2, пружины 3, буфер-
ный стакан 4, гайка 5,
шплинт 6 и четыре болта с

Фиг. 305. Буфер:
а—со стаканом колокольного типа; б—со штампованным
стаканом

гайками буферного стакана.

В месте установки буфера
к буферному брусу 7 приклё-
пывается или приваривается
усиливающая подкладка 8.
Назначением усиливающей
подкладки является умень-
шение местных напряжений
в буферном брусе, возникаю-
щих от удара.

При действии сжимаю-
щего (ударного) усилия бу-
ферный стержень 1 своим

заплечиком нажимает на шайбу 2, а последняя на пружины 3.

Пружины, сжимаясь, смягчают действие удара и передают его через под-
кладку 8 на буферный брус 7 рамы вагона.
Буферные стержни по своей форме делятся на два типа:
1) с плоскими и 2) с выпуклыми тарелками. Стержни с плоскими тарелками
ставятся в правые буфера, а выпуклые — в левые (если встать лицом к ло-
бовой стенке вагона). Таким образом, при соударении двух рядом стоящих
вагонов плоская тарелка одного буфера касается выпуклой тарелки другого.

Для вагонного хозяйства было бы целесообразнее иметь все буферные
тарелки однотипными. Однако при наличии одних плоских тарелок, когда
вагон проходит кривые участки пути, увеличивается сопротивление движению,
а в деталях буфера и в вагонной раме появляются значительные напряжения
изгиба, так как при этом ударное усилие всегда прилагается к буферу с наи-
большим плечом, равным радиусу тарелки.

Если все буферные тарелки выпуклые, то при переходе вагонов с прямого
участка пути на кривой тарелки смежных вагонов перемещаются одна по дру-
гой, соприкасаясь последовательными точками, расстояния которых от буфер-
ного бруса уменьшаются. Перемещение буферных тарелок при этом подобно
скольжению по наклонной плоскости вниз.

При выходе с закругления на прямой участок пути расстояние точек ка-
сания тарелок до буферного бруса увеличивается, т. е. возникает перемещение,
подобное скольжению по наклонной плоскости вверх, причём это скольжение
сопровождается появлением большой силы трения и сопротивления подъёму
по наклонной плоскости, так как буфера со стороны внутреннего рельса всегда
сильно нажимают друг на друга. Горизонтальная составляющая силы трения
и сопротивления подъёму по наклонной плоскости стремится изогнуть буфер
и препятствует вписыванию вагонов в прямой путь. Вследствие этих причин
опыт постановки на вагонах одних выпуклых тарелок дал отрицательные ре-
зультаты (ненормальный износ тарелок, поломка буферных стаканов и ослаб-
ление болтов).

В зависимости от размеров буферные стержни разделяются в основ-
ном на два типа: 1) усиленного буфера (двухосных вагонов) и 2) буфера четы-
рёхосных вагонов.

Размеры буферных стержней в миллиметрах приведены в табл. 39.

Таблица 39

Основные размеры буферных стержней

Тип буфера	Диаметр тарелки	Диаметр стержня	Диаметр хвостовика
Усиленный 	  Четырёхосных вагонов 		340 400/450*	70 76/70**	45 48/45**
*	В числителе — для грузовых вагонов, в знаменателе — для пассажирских.  *	* В числителе — для всех грузовых вагонов и пассажирских с автосцепкой, в знаменателе — для пассажирских без автосцепки.			

Кроме того, на металлических пассажирских вагонах современной по-
стройки в связи с большой длиной консоли рамы устанавливаются буферные
стержни с увеличенным диаметром тарелки — 500 мм.

Буфера устанавливаются' на раме с расчётом, чтобы расстояние между
центрами буферных тарелок равнялось 1 782 мм.

Расстояние от буферного бруса до тарелки составляет

У вагонов с винтовой стяжкой................................. 595	мм

У грузовых вагонов с автосцепкой........................ .	. 585 »

У пассажирских вагонов с деревянными кузовами, оборудован-
ными автосцепкой	...	.	.	.... 675 »

У металлических пассажирских вагонов современной постройки . 605 »

Пружина буфера двухосных грузовых и двух- и четырёхосных пас-
сажирских вагонов (см. фиг. 124) имеет спиральную форму и изготовляется
из стали сечением 7 X 150 мм. После установки в буфер она затягивается на
8 мм. Для полного сжатия такой пружины необходимо усилие величиной
2,1 т.

Взамен спиральных пружин конструкторское бюро Главного управления
вагонного хозяйства МПС предлагает устанавливать цилиндрические пружины.
Характеристики буферных пружин приводятся ниже, в табл. 40.

Четырёхосные грузовые вагоны требуют более мощного буфера. Вместо
одной спиральной в них установлены две цилиндрические пружины, для пол-
ного сжатия которых необходимо усилие, равное 8,4 т.

Одной из причин отказа от спиральных пружин являются часто наблю-
дающиеся остаточные деформации (осадки), что объясняется неравномерной
закалкой стали. Получить равномерную закалку в таких пружинах трудно
вследствие малого расстояния между завитками, препятствующего одинаковой
скорости охлаждения их внутренней и наружной поверхностей.

Осадка буферных пружин, сопровождаемая провисанием стяжек,
влечёт за собой увеличение динамических усилий в ударных и упряжных
приборах и может привести к обрывам упряжи. Поэтому при эксплуатации
вагонов требуется свинчивать стяжки до соприкосновения буферных тарелок
(при сцеплении пассажирских вагонов, а также грузовых, поставленных
впереди пассажирских, стяжки должны быть свинчены так, чтобы буферные
тарелки были прижаты друг к другу) и иметь указанное выше расстояние до
буферного бруса.

В зависимости от конструкции и способа изготовления буферные
стаканы подразделяются на три основных типа: 1) лапчатые, 2) штампован-
ные (см. фиг. 305, б) и 3) колокольные литые (см. фиг. 305, а).

Лапчатыми стаканами, являющимися самыми слабыми, оборудованы двух-
осные вагоны прежней постройки. Колокольные литые как более мощные ста-
каны обычно ставятся на четырёхосные вагоны. Штампованные могут быть
поставлены на двух- и четырёхосные вагоны. Такое подразделение обусловли-
вается неодинаковой мощностью вагонных рам. Очевидно, при больших удар-
ных усилиях выгоднее расходовать работу силы удара на разрушение буферов,
чем подвергать разрушению раму вагона.

Для уменьшения износа стакана и буферного стержня, а также для регу-
лирования зазора между ними в горловину буферного стакана запрессовы-
вается сменная втулка (см. фиг. 305, б).

Вес буфера двухосных вагонов составляет 60 — 70 кг; буфер четырёх-
осных вагонов весит 106 кг.

Недостатком буферов описанных типов является применение пружин,
не обладающих внутренним трением, вследствие чего появляется значительной
величины отдача, вредно действующая на тяговые приборы, спокойствие
хода вагона и усложняющая работу машиниста локомотива. Кроме того,
эксцентричная передача сжимающих усилий на буферную тарелку при про-
хождении кривых участков пути и недостаточная величина момента инерции
сечения стержня вызывают его изгиб. Не вполне надёжно и крепление ста-
кана к буферному брусу.

От многих из этих недостатков свободны фрикционные буфера. В этой
конструкции внутри полого хвостовика буферного стержня расположена коль-
цевая рессора. В фрикционных буферах энергия удара поглощается упругой
деформацией и работой трения кольцевой рессоры. Поэтому фрикционный
буфер может быть рассчитан на воспринятие больших усилий при малой ве-
личине отдачи. Однако этот буфер является более сложным и тяжёлым.

Буферные стержни пассажирских вагонов современной постройки
(см. фиг. 331 и 332) отличаются значительной прочностью.

6.	НЕОБХОДИМОСТЬ ВВЕДЕНИЯ АВТОСЦЕПКИ

История развития упряжи показывает, что по мере роста мощности локомо-
тивов и веса поездов требовалось увеличивать мощность сцепки. Увеличение
мощности сцепки обычно сопровождается повышением её веса. Стяжка кон-
струкции 1927 г. рассчитана на растягивающее усилие (статическое) 30 /л1.
Такая мощность сцепки является недостаточной, вследствие чего иногда
происходят разрывы поездов.

Для увеличения провозной способности железных дорог требуется даль-
нейшее повышение веса поездов. Эта задача не могла быть полностью решена
при вагонах, оборудованных упряжными приборами с ручным сцеплением.
Увеличение мощности упряжных приборов потребовало бы возрастания веса
стяжки, однако вес уже существующей винтовой стяжки (35 кг) делает труд
сцепщиков очень тяжёлым. К тому же сцепление и расцепление вагонов при
помощи винтовой стяжки обусловливают работу сцепщика между вагонами,
вследствие чего профессия последнего является весьма опасной.

Значительное время, необходимое для ручного сцепления и расцепления
вагонов, замедляет формирование поездов.

При наличии на вагонах буферов требуются мощные буферные брусья
и боковые балки рамы. В двух- и трёхосных вагонах двухбуферная
система может быть в известной мере оправдана, так как боковые (опорные)
балки требуется иметь достаточно мощными из условий воспринятия и пере-
дачи вертикальной нагрузки на рессоры, расположенные под боковыми
балками. В тележечных вагонах двухбуферная система обусловливает зна-
чительное увеличение веса вагона.

Все эти недостатки, свойственные винтовой стяжке и боковым буферам,
устраняются при оборудовании вагонов автосцепкой.

Устраняется возможность несчастных случаев с людьми при сцеплении
вагонов, облегчается труд составителей поездов. Автосцепка может быть спро-
ектирована любой мощности и её дальнейшее усиление не вызывает принци-
пиальных затруднений. Оборудование подвижного состава автосцепкой обес-
печивает ускорение оборота вагонов. После завершения переоборудования
всего вагонного парка на автосцепку тара вагона может быть значительно
снижена (примерно на 1,0—1,5 т).

Вопрос о переходе на автосцепку возник в России ещё в конце прошлого
столетия. Был предложен ряд оригинальных конструкций. Однако консерва-
тивные правящие круги не реализовали эти предложения. Забота о безопасности
жизни и облегчении труда рабочего игнорировалась в капиталистической Рос-
сии. До Октябрьской революции с автоматической сцепкой имелось всего
250 вагонов, оборудованных в опытных целях б. Московско-Казанской ж. д.
в 1906 г.

Переход на автоматическую сцепку, являющийся одним из важных эле-
ментов технической реконструкции вагонного парка, был решён лишь в годы
советской власти.

По решению XIX съезда партии в пятой пятилетке заканчивается в основ-
ном перевод на автосцепку всего рабочего парка вагонов. В 1954—1955 гг.
намечено завершение в основном переоборудования на автосцепку всех
двухосных вагонов.

7.	ПРЕВОСХОДСТВО СОВЕТСКОЙ АВТОСЦЕПКИ НАД
ИНОСТРАННЫМИ

Отечественная автосцепка СА-3 (советская автосцепка, третий вариант),
созданная изобретателями И. Н. Новиковым и В. Г. Головановым совместно
с проф. В. Ф. Егорченко, справедливо считается лучшей автоматической сцеп-
кой в мире.

По сравнению с наиболее распространёнными и совершенными иностран-
ными автоматическими сцепками (Дженнея, Виллисона) советская автосцепка
СА-3 обладает следующими преимуществами:

1)	полная автоматичность (для обеспечения сцепления сцепок Дженнея
требуется присутствие сцепщика);

1 Разрывное статическое усилие стяжки составляет примерно 60—65 т.
2)	автоматическое сцепление возможно при смещении осей автосцепок
в горизонтальной плоскости до 175 мм (в автосцепке Дженнея до 55 мм)-,

3)	повышенная прочность и износоустойчивость [в автосцепке Дженнея
ударно-тяговые усилия передаются через деталь, соединённую шарнирно
(коготь); в автосцепке Виллисона при сцеплении вагонов удар может переда-
ваться на механизм, вследствие чего последний повреждается];

4)	допускается установка механизма в выключенное положение (при авто-
сцепке Дженнея, исключающей установку механизма в выключенное положе-
ние, осложняется маневровая работа, а при подталкивании поезда локомотив
должен следовать по всему перегону);

5)	наличие предохранителя от саморасцепа (автосцепка Виллисона не
имеет предохранителя);

6)	сцепление с вагонами, не имеющими автосцепки, при помощи простого
и падёжного переходного приспособления (автосцепки Дженнея и Виллисона
не имеют подобного переходного приспособления).

Последнее преимущество позволяет осуществлять постепенный переход
подвижного состава на автосцепку, не нарушая нормальной эксплуатационной
работы транспорта.

8.	КЛАССИФИКАЦИЯ АВТОСЦЕПОК

Исходя из условий плана и профиля железнодорожного пути, наличия
рессорного подвешивания на вагонах и усилий, действующих на вагон, между-
вагонное сцепление должно обеспечивать перемещение и поворачивание кузова
любого вагона относительно трёх осей координат. Условия передачи продоль-
ных сжимающих усилий требуют, чтобы сцепленные автосцепки представляли
собой жёсткий брус.

Эти требования могут быть осуществлены двояко: 1) при наличии по кон-
цам сцепного бруса полных шарниров и 2) при наличии частичных шарниров
по концам и в середине сцепного бруса. В первом случае автосцепка относится
к жёсткому типу, во втором — к нежёсткому типу.

В зависимости от такого различия создаются разные условия расположе-
ния сцепленных автосцепок подвижного состава. Автоматические сцепки
нежёсткого типа допускают вертикальное перемещение голов сцепленных авто-
сцепок относительно друг друга и при разности высот продольных осей рас-
полагаются ступенчато, одна выше другой, но каждая горизонтально. Переме-
щение автосцепок нежёсткого типа в горизонтальной плоскости обеспечивает-
ся концевыми шарнирами.

Автоматические сцепки жёсткого типа исключают возможность взаимного
перемещения корпусов сцепленных автосцепок, их продольные оси распола-
гаются на одной прямой, а при разности высот продольных осей корпусов
автосцепок последние занимают наклонное положение. Перемещения сцеп-
ленных вагонов относительно друг друга обеспечиваются только концевыми
шарнирами автосцепок жёсткого типа.

Преимуществами автосцепок нежёсткого типа по сравнению с автосцеп-
ками жёсткого типа являются:

1)	сцепление вагонов при значительной разности высот продольных осей
автосцепки над уровнем головок рельса обеспечивается более простым
устройством. Это имеет большое значение для облегчения эксплуатации
(сцепление порожних и гружёных вагонов, с новыми и изношенными колёса-
ми, с разным рессорным подвешиванием и т. д.);

2)	меньший вырез в буферном брусе и, следовательно, меньшее его ослаб-
ление;

3)	меньшее ограничение в выборе размера консольной части рамы;

4)	отсутствие сложного центрирующего прибора, требующего постоян-
ного ухода и наблюдения, что особенно неудобно для грузовых вагонов;

5)	наличие упрощённого шарнира, обеспечивающего перемещение только
в горизонтальной плоскости, в отличие от сложного шарнира жёсткой сцепки,
обеспечивающего перемещение во всех направлениях;
6)	меньшее выжимание вверх кузова при действии больших сжимающих
усилий;

7)	возможность передачи больших ударных усилий непосредственно хреб-
товой балке.

Недостатки автосцепок нежёсткого типа (по сравнению с жёстким типом):

1)	усложнение устройств автоматического сцепления воздушных рукавов,
труб парового отопления и электрических проводов;

2)	повышенный износ рабочих поверхностей сцепных голов корпусов
автосцепок;

3)	увеличение веса корпуса автосцепки вследствие работы бруса на изгиб
при смещении корпусов автосцепок по вертикали (это увеличение сравни-
тельно с общим весом вагона невелико).

Преимущества автосцепок нежёсткого типа обусловили преобладающее их
распространение на железных дорогах (около 97%). Автосцепки жёсткого типа
находят своё применение в условиях редкого сцепления и хорошего наблю-
дения за подвижным составом (метро, пригородные поезда).

Советская автосцепка для подвижного состава общей сети железных до-
рог является автоматической сцепкой нежёсткого типа; в вагонах Московского
метрополитена установлена автосцепка жёсткого типа.

9.	УСТРОЙСТВО АВТОСЦЕПКИ СА-3

Автосцепное устройство вагона состоит из следующих частей:

1)	корпуса автосцепки и расположенного в нём механизма;

2)	расцепного привода;

3)	ударно-центрирующего прибора;

4)	упряжного устройства с поглощающим аппаратом.

Корпус автосцепки (фиг. 306) предназначен для сцепления
вагонов и передачи растягивающих и сжимающих усилий. Корпус автосцепки

Фиг. 306. Корпус автосцепки

является стальной отливкой, имею-
щей полую головную часть, в кото-
рой помещается механизм и пустоте*
лый хвостовик.

Головная часть имеет большой
зуб 1 и малый зуб 2, которые, соеди-
няясь, образуют зев. Из зева высту-
пает часть замка 3. Горизонтальная
проекция зубьев, зева и выступаю-
щей части замка называется конту-
ром зацепления (фиг. 307). Для обес-

печения взаимосцепляемости контур автосцепки стандартизирован (ОСТ 6453).

Торцевые поверхности малого зуба и зева воспринимают сжимающие
(ударные) усилия. Тяговые усилия передаются тыловыми поверхностями боль-
шого и малого зубьев.

Сбоку, со стороны малого зуба, голова корпуса автосцепки имеет при-
лив—ухо 4 (фиг. 306), на которое надевается скоба винтовой стяжки при
маневровой работе. Головная часть заканчивается упором 5, предназначен-
ным для передачи удара буферному брусу через розетку после того, как
поглощающий аппарат полностью сожмётся.

Пустотелый хвостовик корпуса автосцепки имеет прямоугольное сечение.
На конце хвостовика предусмотрено отверстие 6 для клина, через который
передаётся тяговое усилие упряжному устройству. Концевая часть хвостовика
(между торцом и отверстием для клина) называется перемычкой.

Торцевая часть хвостовика, передающая ударное усилие поглощающему
аппарату, имеет цилиндрическую форму для облегчения горизонтального пе-

ремещен и я автосцеп ки.

Корпус автосцепки вначале имел два уха и уменьшенную ширину боль-
шого зуба в соответствии с существовавшими в то время переходными приспо-
соблениями. В связи с введением более целесообразного приспособления для
соединения автосцепки с крюком упряжи ручного сцепления, начиная с 1935 г.,
корпус изготовляется с одним усиленным ухом и увеличенной шириной боль-
шого зуба. Увеличение ширины большого зуба обеспечивает автоматическое
сцепление при большом смещении осей автосцепок (увеличение плоскости за-
хвата перед сцеплением) и исключает захождение большого зуба в зев соседней

головы корпуса автосцепки,
возможное в прежней кон-
струкции.

В 1938 г. корпус авто-
сцепки подвергся новому
изменению, заключающемуся
в увеличении толщины стенок
и усилении перемычек хво-
стовика и малого зуба. Уси-
ленный корпус способен со-
противляться разрывному
статическому усилию величи-
ной свыше 300 т1 против
180 — 190 т у автосцепки
образца 1935 г.

Фиг. 307. Контур зацепления

Сложное очертание головной части корпуса автосцепки обусловливает
большие трудности точного её расчёта на прочность, тем более, что постоянно
меняются точки приложения действующих в контуре зацепления усилий вслед-

ствие появляющихся сил трения, износов и т. д.

При расчёте корпуса автосцепки (фиг. 308, а) определяются напряжения
в большом зубе (сечения 7, 2, 3), в малом зубе (сечения 4, 5,6) ив различных

сечениях хвостовика.

Расчётными нагрузками являются тяговое и ударное усилия, а также воз-
никающие в контуре зацепления силы трения. Расчёт ведётся на центральное и

Фиг. 308. Расчётные схемы корпуса автосцепки

эксцентричное приложение ударно-тяговых усилий отдельно с учётом и без учё-
та сил трения на рабочих поверхностях головной части корпуса, т. е. на раз-
личное сочетание нагрузок.	;

Тяговое усилие Т\, действующее на автосцепку (фиг. 308,6), разла-
гается на составляющие: — приложенное к большому зубу, R2— при-
ложенное к малому зубу и R3— давление на замок. Под действием этих
усилий, нормальных к тяговым поверхностям контура зацепления, воз-
никают силы трения:	и — в плоскостях соприкосновения зубьев

и — в плоскости соприкосновения замков, где а-—коэффициент трения.

При существующей конфигурации головной части корпуса автосцепки
тяговое усилие без учёта сил трения разлагается так, что составляющие,

1 При разности продольных осей автосцепок, равной 100 мм, это усилие умень
шается до 230 т.
действующие на большой зуб и малый зуб /?2, равны приблизительно
0,45 7\ каждая, а составляющая, действующая на замок, /?3^0,32 7\.

При сжатии двух автосцепок силой Т2 (фиг. 308, в) в контуре за-
цепления возникают нормальные усилия R2 и /?3, а также силы тре-
ния fl/?!, |1/?2 и [1/?3.

Наиболее невыгодным нагружением хвостовика корпуса автосцепки
является его сжатие при смещении уровней двух сцепленных голов по высоте.
При этом эксцентриситет приложения нагрузки к сечению хвостовика может
достигать 75 мм.

Механизм автосцепки состоит из следующих деталей (фиг. 309):
замка 2, замкодержателя 3, предохранителя замка (собачки) 4, подъёмника 5,
валика подъёмника 6 и болта 7 диаметром 3/8" с гайкой и двумя шайбами.

Замок 2 служит для запирания двух сомкнутых автосцепок. В нижней
части замок имеет радиальную опору 8 и направляющий зуб 9, вокруг

Фиг. 309. Механизм автссцепки

которых замок может поворачиваться. Рядом расположен сигнальный от-
росток 10, по положению которого можно судить, сцеплены или расцеплены
автосцепки. Для лучшей видимости сигнальный отросток окрашен в красный
цвет.

В верхней части замка имеется цилиндрический прилив (шип) 11, на ко-
торый навешивается собачка. В средней части замка предусмотрен овальный
вырез 12, через который проходит стержень валика подъёмника.

Замок устроен и установлен так, что под действием собственного веса он
выходит наружу из кармана (полости) головы автосцепки.

В конструкции замка 1945 г. несколько видоизменена форма овального
выреза для предотвращения западания в него подъёмника, влекущего к за-
клиниванию деталей механизма.

Замкодержатель 3 вместе с собачкой препятствует самопроиз-
вольному расцеплению автосцепки. Вместе с подъёмником замкодержатель
удерживает замок в расцепленном положении до разведения вагонов.

Замкодержатель имеет лапу 13 и противовес 14. В средней его части пре-
дусмотрено овальное отверстие 15, которым замкодержатель навешивается
на шип, имеющийся внутри головы автосцепки со стороны большого зуба.
В нижней части замкодержателя между противовесом и лапой имеется пря-
моугольный выступ (расцепной угол) 16.

До сцепления автосцепок замкодержатель располагается так, что его про-
тивовес опущен вниз, а лапа выходит из зева.

Предохранитель замка (собачка) 4, удерживающий за-
мок в сцепленном состоянии, представляет собой двуплечий рычаге круглым
отверстием для навешивания на цилиндрический прилив замка 11. Верхнее
плечо 17 собачки предусмотрено для упора в противовес замкодержателя 14
с целью предупреждения самопроизвольного ухода замка внутрь кармана
корпуса, нижнее плечо 18 — для подъёма верхнего плеча при расцеплении
вагонов. Верхнее плечо собачки опирается на полочку, прилитую к внутрен-
ней стенке головы со стороны малого зуба. Для более надёжного предохране-
ния от саморасцепов автосцепок в конструкции 1945 г. верхнее плечо собачки
усилено, увеличена высота и несколько изменено очертание её упорной тор-
цевой части. По этим же причинам в замкодержателе образца 1945 г. умень-
шена длина овального отверстия 15 и усилено сечение возле противовеса 14.

Для обеспечения свободного размещения собачки в корпусе автосцепки
в 1945 г. осуществлено удлинение кармана в верхней его части.

Подъёмник 5 предназначен для выведения собачки из положения
упора в противовес замкодержателя, перемещения замка внутрь головы авто-
сцепки и удержания его в этом положении.

Подъёмник имеет два пальца: широкий 19 и узкий 20. Через квадратное
отверстие 21 проходит стержень валика подъёмника. Подъёмник имеет полу-
круглую опорную часть, которой он ложится на прилив (козырёк), имеющийся
внутри головы корпуса автосцепки. Второй опорой подъёмника является
шип, прилитый к внутренней стенке кармана. Буртик 22 предохраняет
подъёмник от выпадания в овальный вырез 12 замка.

Валик подъёмника 6 предназначен для поворота подъёмника.
Стержень валика в средней части имеет квадратное сечение соответственно
отверстию 21 в подъёмнике. Цилиндрической частью стержня валик подъём-
ника проходит через отверстие в корпусе и вращается в нём. Балансир 23 об-
легчает возвращение повёрнутого валика подъёмника в первоначальное поло-
жение. На балансире имеется отверстие 24 для соединения с цепью расцепного
привода. Выемка 25 предназначена для прохода болта валика подъёмника.

Для предотвращения самопроизвольного поворота валика подъёмника,
что возможно при нажатии на него большого зуба соседней автосцепки, в кон-
струкции 1945 г. снята фаска на балансире по всему его периметру.

Болт 7 диаметром 3/8" и длиной 90 мм, снабжённый гайкой и двумя
шайбами, предназначен для запирания валика подъёмника, а вместе с ним и
остальных деталей механизма автосцепки. Болт вставляется в отверстие, имею-
щееся в приливе на корпусе автосцепки.

Ранее осуществлявшееся крепление валика подъёмника при помощи
шплинта было ненадёжным и приводило к выпаданию деталей механизма.

10.	СБОРКА И РАЗБОРКА МЕХАНИЗМА АВТОСЦЕПКИ

Механизм автосцепки собирается следующим образом (фиг. 309 и 310).

Подъёмник 5 широким пальцем кверху устанавливается в нижнюю часть
полости головы на имеющиеся там шип 26 и козырёк 27. При этом подъёмник
должен быть плотно прижат к правой стенке корпуса 1.

Затем замкодержатель 3 противовесом вперёд вводится в карман головы
корпуса и навеши^ется на шип 28, расположенный вверху справа.

Собачка 4 навешивается на цилиндрический прилив замка 2 и обе эти
детали вводятся в карман так, чтобы замок стал на свою опору, а верхнее
плечо 17 собачки легло на полочку 29. Последнее условие может быть выпол-
нено, если одновременно с введением замка внутрь кармана бородком или дру-
гим подобным предметом нажимать на нижнее (фигурное) плечо 18 собачки.
При установке замка сигнальный отросток 10 и направляющий зуб 9 попадают
в соответствующие отверстия в наклонном дне кармана корпуса; имеющееся
там же третье отверстие 30 служит для предупреждения загрязнения кармана.

После установки замка вставляется валик подъёмника 6 через отвер-
стие 31 в голове корпуса (со стороны малого зуба) так, чтобы отверстие для
цепи 24, имеющееся на его противовесе, находилось вверху. При этом
стержень валика проходит через овальный вырез замка и своей квадратной
частью входит в отверстие подъёмника; круглый конец стержня входит в от-
верстие корпуса со стороны большого зуба.

Наконец, ставится болт 7 головкой вверх и закрепляется гайкой.Края
верхней шайбы загибаются на грани головки болта, а нижней шайбы — на
грани гайки.

Фиг. 310. Расположение механизма в корпусе

Правильность сборки должна быть проверена. До сборки следует убе-
диться в отсутствии посторонних предметов и загрязнения в полости головы.
Части механизма не смазываются и не окрашиваются (за исключением сигналь-
ного отростка замка) для предупреждения прилипания к ним пыли, уменьшаю-
щей их подвижность.

Разборка механизма производится в обратном порядке.

11.	ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ ЧАСТЕЙ МЕХАНИЗМА АВТОСЦЕПКИ

Сцепление вагонов. Перед сцеплением корпусы автосцепок могут нахо-
диться относительно друг друга в одном из следующих положений:

1)	продольные оси корпусов автосцепок совпадают;

2)	корпусы автосцепок отклонены в сторону своих больших зубьев;

3)	корпусы автосцепок отклонены в сторону малых зубьев.

Автоматическое сцепление осуществляется, если расстояние между от-
клонёнными продольными осями корпусов автосцепок не превосходит величи-
ны так называемого захвата сцепления, равного 175 мм, как
показано на схеме положения отклонённых корпусов автосцепок фиг. 311.

Процесс сцепления при этом заключается в следующем.

При соударении вагонов малый зуб корпуса одной автосцепки скользит
по скошенной поверхности большого зуба или малого зуба и затем входит
в зев или же малые зубья прямо входят в зев. е

Войдя в зев, малые зубья нажимают на выступающие части замков или
замки нажимают друг на друга.

В результате этого нажатия замки, поворачиваясь вокруг своей опоры,
уходят внутрь кармана. Вместе с замками перемещаются и собачки. При этом
верхнее плечо собачки скользит по полочке, на которой оно лежало до начала
сцепления (фиг. 312), и проходит над упором противовеса замкодержателя. Та-
кое перемещение собачки возможно потому, что в этот момент противовес зам-
кодержателя продолжает сохранять своё крайнее нижнее положение.

Двигаясь далее, малые зубья нажимают на выступающие из зева лапы зам-
кодержателя. Под влиянием этого нажатия замкодержатель поворачивается

Фиг. 311. Схема положения отклонённых корпусов автосцепок

вокруг точки своего подвеса, лапа уходит внутрь кармана, а противовес под-
нимается вверх, занимая горизонтальное положение и являясь опорой для

верхнего плеча собачки.

Когда малые зубья займут свои
крайние положения в зевах, замки
освобождаются от нажатия и под
влиянием собственного веса выходят
из карманов. Этим самым замки за-
пирают автосцепки, так как, заполняя
пространства между малыми зубьями,
препятствуют их обратному выходу.

При возвращении (опускании)
замков перемещаются и собачки. При
этом верхнее плечо собачки, сос-

Фиг. 312. Понижение механизма перед
сцеплением

кользнув с противовеса, становится
против его упора, опираясь на по-
лочку (фиг. 313). Теперь замок не

может вновь войти в карман, так как этому препятствует торец верхнего

противовеса замкодержателя.

плеча собачки, расположенный против упора

Фиг. 313. Положение механизма в сцепленных
автосцепках



Последний сохраняет
своё горизонтальное по-
ложение вследствие упо-
ра лапы замкодержателя
в малый зуб соседней
автосцепки.

Следовательно, при
сцеплении автосцепок
происходит автоматиче-
ское включение предо-
хранителей от са-
морасцепа (установ-
ка торца верхнего пле-
часобачки против упор-
ной поверхности про-
тивовеса замкодержа-

теля).

w Расцепление вагонов. Как следует из рассмотренного взаимодействия ча-
стей механизма во время сцепления, для того чтобы расцепить автосцепки,
необходимо и достаточно убрать один из замков в карман головы корпуса
и удержать его там до разведения вагонов. При этом условии малый зуб может
выйти из зева. Но для поднятия замка необходимо сначала вывести верхнее
плечо собачки из положения упора в противовес замкодержателя.

Фиг. 314. Положение механизма при расцеплении

Расцепление автосцепок производится поворотом валика подъёмника.
Такой поворот осуществляется при помощи расцепного привода одной из

автосцепок.

При повороте валика подъёмника поворачивается соединённый с ним
подъёмник. В этом случае верхний (широкий) палец 19 подъёмника (фиг. 314,а)
нажимает на нижнее плечо 18 собачки, вследствие чего верхнее плечо 17 под-
нимается и становится выше противовеса 14 замкодержателя. Так решается

первая задача процесса расцепления — выключение предохранителя.

При дальнейшем повороте подъёмника тот же широкий палец 19 давит
на выступ замка и уводит его внутрь кармана (фиг. 314,6). При этом выступает
сигнальный отросток замка 10. Так решается вторая задача.

Третья задача — удержание замка в расцепленном состоянии до разведе-
ния вагонов — осуществляется при помощи узкого (нижнего) пальца 20 подъ-
ёмника и замкодержателя. При вращении подъёмника его узкий палец 20

Фиг. 315. Положение механизма в конце расцепления

нажимает снизу на рас-
цепной угол 16 замко-
держателя. Под дейст-
вием этого нажатия зам-
кодержатель благодаря
овальному отверстию
поднимается вверх (фиг.
314,6). При дальнейшем
повороте подъёмника
узкий палец 20, пройдя
расцепной угол 16, ока-
зывается за его верти-
кальной гранью, а зам-
кодержател ь, освобож-
дённый от нажатия, под
действием собственного

веса опускается снова
вниз (фиг. 315).

Теперь замок будет находиться в верхнем положении до разведения ваго-
нов, потому что его удерживает широкий палец 19 подъёмника, а подъёмник
повернуться назад не может, так как он упирается своим узким пальцем 20'
в вертикальную грань расцепного угла 16 замкодержателя. Замкодержатель
же сохраняет такое положение вследствие упора его лапы в малый зуб вто-
рой автосцепки.
При разведении вагонов лапа 13 замкодержателя лишается упора. Под
действием противовеса 14 и нажатия подъёмника замкодержатель поворачи-
вается, его лапа 13 выходит из кармана, расценкой угол 16 перемещается так,
что перестаёт быть упором для узкого пальца 20. Это позволяет подъёмнику
под действием собственного веса, веса балансира 23 валика подъёмника и
веса замка возвратиться в первоначальное горизонтальное положение. Вместе
с ним выходит из кармана и замок.

Таким образом, после разведения вагонов механизм автосцепки автомати-
чески становится в положение готовности к новому сцеплению (см. фиг. 312).

Восстановление сцепления. Если вагоны расцеплены ошибочно, но не
разведены, для восстановления сцепления нет надобности их вновь соударять.
Для этого достаточно через нижнее отверстие в корпусе головы автосцепки
(со стороны большого зуба) нажать рукояткой молотка, сигнального флажка
или другим подобным предметом на замкодержатель. От такого нажатия (по
направлению стрелки А — фиг. 315) замкодержатель, имеющий овальное от-
верстие, поднимается вверх и узкий палец 20 подъёмника лишается своей опо-
ры на расцепной угол 16, вследствие чего замок опускается в своё нижнее
положение (выходит из кармана), т. е. автосцепки оказываются вновь сцеп-
ленными.

Выключенное положение. В условиях маневровой работы иногда требует-
ся осуществлять толкание вагонов без сцепления автосцепок. Для этой цели
необходимо удержать замок в расцепленном состоянии у одной из смежных
автосцепок, что называется выключенным положением механизма.

Выключенное положение достигается установкой рукоятки расцепного
рычага на горизонтальную полочку кронштейна. В этом случае валик подъём-

ника поворачивается и удерживается в таком состоянии натяжением цепи рас-

цепного привода.

Вместе с валиком поворачивается и подъёмник, который широким паль-
цем 19 уводит замок в верхнее положение (в карман головы корпуса).

Следовательно, теперь замок удерживается в верхнем положении не зам-
кодержателем во взаимодействии с подъёмником и малым зубом корпуса сосед-
ней автосцепки, как это осуществляется при расцеплении вагонов, а натяже-

нием цепи расцепного привода.

Для восстановления готов-
ности механизма к автоматиче-
скому сцеплению необходимо
после окончания надобности в
выключенном положении опу-
стить рукоятку расцепного ры-
чага в вертикальное положение.

12.	РАСЦЕПНОЙ ПРИВОД

Расцепной привод (фиг. 316)
служит для расцепления авто-
сцепок без захода сцепщика ме-
жду вагонами и для постановки
механизма в выключенное поло-
жение.

2

Фиг. 316. Расцепной привод и розетка

Расцепной привод состоит из двуплечего рычага 3, кронштейна 4, держав-
ки 1 и цепи 12, один конец которой соединён с валиком подъёмника 6 при по-
мощи ушка 10 и валика И или наглухо специальным звеном, а другой — с дву-
плечим рычагом посредством регулировочного болта 9, закрепляемого гайкой
и контргайкой.

Для расцепления автосцепок необходимо поднять рукоятку двуплечего
рычага 3 вверх с тем, чтобы вывести плоскую его часть из прямоугольного паза
кронштейна 4, затем повернуть рукоятку до отказа против часовой стрелки
и после этого опустить её в первоначальное положение. Рычаг 3, вращаясь
в кронштейне 4 и державке 1, служащих для него опорами, своим вторым
(коротким) плечом натягивает цепь 12, вследствие чего поворачивается валик
подъёмника 6 и тем самым производится расцепление автосцепок.

Для установки механизма в выключенное положение двуплечий рычаг 3
после поворота не опускается в первоначальное положение, а кладётся своей
плоской частью на горизонтальную полочку 5 кронштейна 4.

Длина цепи 12 оказывает существенное влияние на взаимодействие частей
автосцепки. При короткой цепи возможно самопроизвольное расцепление
автосцепок и исключается установка рычага 3 на полочку 5 (выключенное по-
ложение). При длинной цепи также нарушается нормальная установка меха-
низма в выключенное положение, так как замок полностью не уходит в карман.
В этом случае автосцепки могут сцепиться, но такое сцепление будет нена-
дёжным, так как оно осуществляется небольшой кромкой замка. Если при от-
правлении поезда не заметить, что рычаг оставлен на полочке, то в пути
следования неизбежен саморасцеп после обмятая кромки замка.

Регулировка длины цепи осуществляется болтом 9, а при недостаточности
этого — изменением числа звеньев цепи.

13.	УДАРНО-ЦЕНТРИРУЮЩИЙ ПРИБОР

Посредине буферного бруса устанавливаются ударно-центрирующий при-
бор и розетка (фиг. 316 и 317), на которую передаётся ударное усилие сверх

Фиг. 317. Ударно-центрирующий
прибор

мощности поглощающего аппарата авто-
сцепки. К верхней части корпуса розетки 2
на маятниковых подвесках 7 подвешена
центрирующая балочка <8, на которую опи-
рается хвостовик корпуса автосцепки. Эта
балочка вместе с маятниковыми подвесками
называется центрирующим при-
бором, возвращающим корпус авто-
сцепки из крайних положений в среднее.
При смещении в сторону корпус авто-
сцепки отклоняется вместе с балочкой и

при этом несколько поднимается, а по
прекращении действия отклоняющей силы — возвращается в своё нижнее,
т. е. центральное, положение под действием собственного веса.

Центрирующий прибор уменьшает величину возможного отклонения го-
ловы корпуса автосцепки на 44 мм и, следовательно, улучшает условия
сцепления вагонов на кривых малого радиуса.

Для предотвращения перемещения балочки <8 вместе с корпусом автосцеп-
ки вдоль оси вагона центрирующая балочка снабжена крюкообразным высту-
пом 13, который заходит за нижнюю кромку окна розетки (см. фиг. 317).

14.	УПРЯЖНОЕ УСТРОЙСТВО

Для передачи ударно-тяговых усилий от корпуса автосцепки на раму ва-
гона и для смягчения их действия предназначено упряжное устройство, со-
стоящее из следующих деталей (фиг. 318): тягового хомута 1, клина 2, упорной
плиты 3, упорных угольников 4 и поглощающего аппарата 5. К деталям креп-
ления упряжного устройства на вагоне относятся: нижняя поддерживающая
планка 6 и верхние ограничительные планки.

Тяговый хомут (фиг. 319,а) предназначен для передачи тягового
усилия от корпуса автосцепки поглощающему аппарату. В головной части
хомут имеет окно для прохода хвостовика корпуса автосцепки и отверстие для
клина. Внизу головной части тягового хомута прилиты два ушка с отверстиями,
через которые проходят два болта, поддерживающие клин. Гайки на болтах
закрепляются планкой и шплинтами.
В тяговых хомутах прежнего изготовления (конструкции 1935 г.) клин
(фиг. 319, б) укреплялся одним болтом, что не могло считаться надёжным.
В тяговых хомутах конструкции 1939 г., помимо изменения крепления клина,
также усилена и расширена хвостовая
(опорная) часть (со 125 до 160 мм), Та-
кое уширение сделано для уменьшения по-
перечных смещений хомута между упор-

3

Фиг. 318. Упряжное устройство

ными угольниками, вызывающих
щего аппарата.

перекосы тягового хомута и поглощаю-

Эти перекосы приводят к износу тягового хомута и поглощающего
аппарата, а также упорных угольников и хребтовой балки.

Задача усиления опорной части тягового хомута и уменьшения возможно-
сти его перекоса ещё лучше решена в конструкции 1950 г. (фиг. 319, а). В этой
последней конструкции хвостовая опорная часть имеет параллельно располо-
женные боковые стенки.

24 Вагоны
Клин (фиг. 319,6) служит для соединения корпуса автосцепки с тяго-
вым хомутом. Клин передаёт тяговое усилие от хвостовика корпуса автосцеп-
ки на головную часть хомута. Внизу клин имеет заплечик, который предотвра-
щает его выжимание вверх. От выпадания вниз его удерживают болты тягового
хомута.

Упорная плита передаёт ударное усилие от торца хвостовика кор-
пуса автосцепки поглощающему аппарату и тяговое усилие от поглощающего
аппарата — передним упорным угольникам.

Упорная плита имеет прямоугольную форму и в средней части цилиндри-
ческое гнездо, облегчающее горизонтальные перемещения корпуса автосцеп-
ки и центральную передачу ударного усилия.

Упорные угольники (фиг. 320) служат для передачи тягового усилия
(передние угольники) и ударного усилия (задние угольники) на хребтовую
балку. Передние угольники имеют опорную полку шириной 55 мм, задние—
75 мм. Большая опорная полка задних угольников предусмотрена для умень-
шения поперечных перемещений тягового хомута и перекосов поглощающего

Фиг. 320. Раздельные упорные угольники

аппарата. На вагоны, у которых расстояние между внутренними стенками
хребтовой балки превышает 327 мм, ставятся угольники с большими разме-
рами опорной полки или ступенчатого типа. При расстоянии между внут-
ренними стенками хребтовой балки 346—350 мм возможна постановка типо-
вых упорных угольников при наличии прокладок толщиной 10—12 мм между
хребтовой балкой и угольником. Пропущенные за угольники, эти прокладки
предохраняют стенки хребтовой балки от истирания поглощающим аппаратом.

В последние годы на новых вагонах взамен раздельных упор-
ных угольников (фиг. 320) ставятся о б ъ е д и н ё н н ы е , т. е. такие, когда
пара угольников соединена в одну отливку. При этом оба передних угольника
отливаются заодно с розеткой (фиг. 321 ,а), а задние в вагонах с короткими кон-
солями рамы — вместе с надпятниковым усилением. На вагонах, имеющих
длинные консоли рамы, объединённые задние упорные угольники имеют форму,
показанную на фиг. 321, б.

Объединённые упорные угольники усиливают хребтовую балку и умень-
шают возможность перекосов поглощающего аппарата. При раздельных упор-
ных угольниках в результате неправильной разметки возможны случаи неоди-
наковой установки правого и левого угольников относительно друг друга,
что приводит к перекосам поглощающего аппарата. Такие перекосы вызывают
увеличенную нагрузку на хребтовую балку от косых ударов и ненормальный
износ деталей упряжного устройства.

Недостатками объединённых угольников являются некоторое усложне-
ние отливки и большой вес по сравнению с раздельными упорными уголь-
никами.

Упорные угольники соединяются с хребтовой балкой заклёпками диамет-
ром 22 мм. Они устанавливаются так, что расстояние от наружной кромки
Фиг. $21. Объединённые упорные угольники:

а—передние упорные угольники, отлитые заодно с розеткой; б—задние упорные угольники
буферного бруса до опорной полки переднего угольника обычно составляет
390^3 мм, а расстояние между опорными частями переднего и заднего
угольников 625-3 мм.

Нижняя поддерживающая планка (фиг. 322) предназна-
чена для удержания тягового хомута с расположенным в нём поглощающим
аппаратом. Для обеспечения выемки и постановки на вагон поглощающего
аппарата поддерживающая планка делается отъёмной; она прикрепляется к
нижним полкам хребтовой балки восемью болтами диаметром 7/8" с двумя гай-
ками и шплинтом на каждом. Планка имеет ширину 290—300 мм и толщину
18—22 мм. Середина планки располагается на расстоянии 700^5 мм от на-
ружной кромки буферного бруса.

Для предотвращения поперечных перемещений тягового хомута к верхней
плоскости поддерживающей планки прикреплены две направляющие полосы.
» В зависимости от конструкции хребтовой балки поддерживающая планка
может быть прямой и выгнутой вверх или вниз (фиг, 322, б). Величина выгиба

I	Фиг. 322. Поддерживающие планки:

а—конструкция прямой поддерживающей планки; б—формы поддерживающих планок

Устанавливается из расчёта, чтобы расстояние от верхней плоскости планки
До оси автосцепки составляло 148 мм.

। Верхние ограничительные планки (см. фиг. 338)
Служат для предотвращения перемещений тягового хомута и поглощающего
аппарата вверх. Они ставятся на вагон, если по конструкции рамы расстояние
От продольна оси тягового хомута до верхней кромки хребтовой балки или
иного верхнего перекрытия более 155 jhjh. Ограничительные планки должны
Йметь ширину не менее 100 мм и толщину не менее 14 мм.

Первая ограничительная планка ставится на расстоянии 30—100 мм от
опорной полки передних угольников. Вторая планка ставится над хвостовой
частью тягового хомута (см. фиг. 338). Зазор между ограничительными план-
ками и тяговым хомутом составляет 5—10 мм.

Ограничительные планки приклёпываются или привариваются к хребто-
вой балке, а при наличии над тяговым хомутом верхнего листа хребтовой
балки укрепляются к последнему.

15.	ПОГЛОЩАЮЩИЙ АППАРАТ

Поглощающий аппарат предназначен для смягчения ударов и рывков
с целью уменьшения вредных динамических воздействий на конструкцию ва-
гона, перевозимый груз и пассажиров.

Всякий поглощающий аппарат характеризуется эффективностью1.
Под эффективностью понимается кинетическая энергия, воспринимаемая
поглощающим аппаратом при его ударном сжатии на величину, равную полному
ходу аппарата. Эффективность аппарата выбирается в зависимости от величины
:живой силы ударяющегося вагона.

1 Термин, предусмотренный ГОСТ 2522-44.
Определим живую силу четырёхосного вагона весом брутто Рбр = 80 т,
набегающего со скоростью v = 6 км/час или \$7 м/сек, на другой такой
же вагон, находящийся в состоянии покоя. Живая сила движущегося ва-
гона (пренебрегая живой силой от вращения колёсных пар) равна

а то* Рбри* 80000-1,672

Э-—~^Г= 2'9.81-----------

Опыты показывают, что при набегании ударяющего вагона на вагон,
находящийся в состоянии покоя, около половины живой силы первого из
них расходуется на деформации поглощающих аппаратов и других частей
вагонов, а оставшаяся часть энергии расходуется на движение вагонов
после удара. Тогда на долю каждого из двух поглощающих аппаратов,
участвующих при этом в работе, придётся примерно

Поглощающие аппараты для грузовых вагонов имеют эффективность,
близкую к этой величине. При недостаточной эффективности аппарата избы-
точная энергия удара передаётся на раму жёстко, вследствие чего может
произойти повреждение частей вагона и находящегося в нём груза.

В начальный период оборудования вагонов автосцепкой были попытки
создать поглощающий аппарат, в котором в качестве амортизирующих средств
использовались только пружины. Однако достижение достаточной эффектив-
ности пружинного аппарата сопровождается увеличением его громозд-
кости; такой аппарат обладает большой отдачей, вредно действующей на
подвижной состав и перевозимый груз.

Более надёжным амортизирующим устройством является пружинно-
фрикционный аппарат, в котором можно достичь большой эффективности
при малой отдаче и небольших габаритах.

В пружинно-фрикционных аппаратах живая сила, развивающаяся в дви-
жущемся подвижном составе, расходуется на сжатие пружин и на преодоление
силы трения деталей фрикционного аппарата. При этом работа сил трения вы-
зывает износ и нагревание деталей, т. е. является необратимой, а работа
сил упругости пружин обеспечивает возвращение деталей в первоначальное
положение после прекращения действия внешней силы.

Пружинно-фрикционные аппараты, предназначенные для поглощения
больших ударно-тяговых усилий (грузовые вагоны), проектируются с таким
расчётом, чтобы около 75—90% внешней энергии расходовалось на долю ра-
боты сил трения, а около 25—10% воспринималось пружинами. Следо-
вательно, при большой эффективности такого аппарата отдача его будет
сравнительно невелика.

Количество необратимо поглощённой энергии может быть установлено
с помощью коэффициента восстановления, определяемого из следующего выра-
жения

Р\бр(^2к — V\h) + Р2бр (^1к — V2h)	/Л99\

Pi6p(viH-v2H)	’

где Р\бр и Р2бр — вес брутто ударяющихся вагонов;

и о2н— скорости первого и второго вагонов до удара;

v\k и о2к— скорости первого и второго вагонов после удара.

В частном случае, когда оба соударяемых вагона имеют одинаковый
вес Р\бр = Р2бр и один из вагонов до удара находился в покое (у2« = 0),
коэффициент восстановления равен

К, = 2°2k~v'2L ,	(423)

&1н

1 Л. Н. Никольский. Теория и расчёт вагона. Машгиз, 1947, стр. 211.
а количество необратимо поглощённой энергии, выраженное в процентах
к общей энергии удара, определяется формулой

10°-	024)

Количество необратимо поглощённой энергии, определяемое формулой
(424), вычислено по отношению ко всей энергии удара, а не к части,
идущей только на сжатие поглощающих аппаратов. Остальная часть энер-
гии (1—т]в) расходуется на перемещение вагонов после удара и погло-
щается деформацией кузова и грузом.

Помимо необходимой эффективности и небольшой отдачи, поглощающий
аппарат автосцепки должен удовлетворять следующим требованиям:

1)	обладать достаточной прочностью и выносливостью;

2)	иметь равномерный износ трущихся поверхностей фрикционных де-
талей;

3)	не иметь заедания (заклинивания) деталей аппарата;

4)	обладать достаточной чувствительностью в начале хода и плавным про-
грессивным возрастанием сопротивления по мере увеличения нагрузки, дей-
ствующей на аппарат.

Последнее требование особенно важно для пассажирских вагонов.

Шестигранный поглощающий аппарат. В начале введения автосцепки
на железных дорогах Советского Союза был принят аппарат, имеющий
корпус цилиндрической формы; этот аппарат обычно назывался цилиндри-
ческим.

В процессе эксплуатации выявились крупные недостатки цилиндри-
ческого аппарата: малая эффективность, интенсивный износ трущихся
частей, излом пружин, истирание стенок хребтовой балки и др.

Попытки улучшения эксплуатационных качеств цилиндрических ап-
паратов путём модернизации их деталей оказались безуспешными. По-
этому с 1940 г. подвижной состав железных дорог СССР оборудуется новым,
более совершенным поглощающим аппаратом, обладающим повышенной
износоустойчивостью и увеличенной эффективностью (2000—2 500 кгм вместо
1 000—1 200 кгм у цилиндрического). Новый аппарат имеет корпус шестигран-
ной формы и термическую обработку трущихся деталей, в соответствии с чем
он получил название Ш-1-Т (шестигранный, первый, термообработанный).

Шестигранный поглощающий аппарат (фиг. 323) состоит из корпуса /,
стяжного болта 2 с гайкой, наружной пружины 5, внутренней пружины 4,
нажимной шайбы 5, трёх фрикционных клиньев 6 и нажимного конуса 7.

Наружная поверхность корпуса имеет боковые направляющие плоскости
для предупреждения перекосов аппарата и предохранения хребтовой балки от
истирания.

Внутренняя поверхность корпуса, соприкасающаяся с клиньями, кони-
ческая, суживающаяся по направлению к дну.

Соприкасающаяся с корпусом поверхность фрикционных клиньев имеет
форму двугранного угла, что вместе с шестигранной внутренней поверхностью
корпуса обеспечивает направление при движении клиньев, которое отсутство-
вало в цилиндрическом аппарате. Углы наклона передней и задней граней
фрикционных клиньев выбраны из условий равномерного распределения дав-
ления на поверхности трения клиньев по корпусу. С этой же целью нажим-
ная шайба имеет в передней части выпуклую поверхность с опорой на клинья
по одной образующей.

Вследствие увеличенного диаметра сечения наружной пружины (36 мм
вместо 30 мм в цилиндрическом аппарате) жёсткость комплекта пружин воз-
росла почти вдвое, что обусловило соответствующее увеличение эффективности
поглощающего аппарата.

Увеличение эффективности шестигранного поглощающего аппарата со-
провождается повышением его жёсткости и понижением чувствительности.
Взаимодействие частей упряжного устройства, снабжённого поглощаю-
щим аппаратом, заключается в следующем (фиг. 318 и 323). Под дей-
ствием сжимающего (ударного) усилия торец хвостовика корпуса автосцеп-
ки нажимает на упорную плиту. Последняя передаёт сжимающее усилие
на выступающий из корпуса аппарата нажимной конус. Нажимной конус,
вдвигаясь внутрь цилиндра, перемещает в том же направлении фрикцион-
ные клинья и нажимную шайбу, а также сжимает пружины. Последние

передают усилие на дно корпуса поглощающего аппарата и далее на задние
упорные угольники, приклёпанные к раме вагона.

Перемещение фрикционных клиньев, подверженных нажатию со стороны
нажимного конуса и пружин (через нажимную шайбу), сопровождается их
сильным прижатием к стенкам корпуса аппарата и, следовательно, по-
явлением сил трения. Так как сила трения пропорциональна давлению
на трущиеся поверхности, то её величина возрастает по мере увеличения

сопротивления сжимающихся пружин.

Таким образом, наи-
большая величина силы
трения развивается к
концу хода аппарата.
Высокому сопротивле-
нию аппарата также спо-
собствует имеющаяся
внутри корпуса конус-
ность.

Конец хода погло-
щающего аппарата опре-
деляется упором упор-
ной плиты в корпус ап-
парата. Величина хода
равняется 70+5 лш.

При действии тяго-
вого усилия в поглощаю-
щем аппарате происхо-

После продерки, аппарата
под копром конец
Волта'оасклепа

9	ФХ

198 tj

Фиг. 323. Шестигранный поглощающий аппарат



дят перемещения, подоб-

ные описанным.

Тяговое усилие через корпус автосцепки, клин и тяговый хомут пере-
даётся дну корпуса поглощающего аппарата. Перемещаясь под действием
этого усилия, корпус аппарата, сжимая пружины, передаёт нагрузку на на-
жимную шайбу и далее на клинья, нажимной конус, упорную плиту, перед-
ние упорные угольники, раму вагона.

При сборке аппарата гайку стяжного болта завёртывают так, чтобы
пружины были сжаты усилием около 2 т, т. е. осуществляют предварительную
затяжку. Затяжкой обеспечивается постоянное прижатие фрикционных
клиньев к внутренним поверхностям стенок корпуса с учётом допусков на
изготовление и износа трущихся деталей поглощающего аппарата.

При отсутствии предварительной затяжки фрикционные клинья в начале
хода перемещаются без достаточного трения, вследствие чего эффективность
поглощающего аппарата понижается и для её повышения требуется преду-
сматривать возможность увеличения хода аппарата.

Большая затяжка поглощающего аппарата подобной конструкции при-
водит к понижению его чувствительности, так как аппарат упруго восприни-
мает усилия только такой величины, которая превышает силу трения фрикцион-
ных деталей, находящихся под давлением предварительно затянутых пру-
жин. Усилия меньшей величины передаются раме вагона жёстко.

Кроме постоянной затяжки, осуществляется также временная, допол-
нительная затяжка для облегчения постановки поглощающего аппарата
между упорными угольниками. Для этой цели между гайкой стяжного болта
и дном нажимного конуса ставится металлическая подкладка толщиной
10—15 мм. После установки аппарата на место подкладка в результате
первого нажатия на автосцепку выпадает и аппарат сохраняет своё нор-

мальное положение, упираясь в угольники.

Для сжатия аппарата при его постановке на вагон применяется специаль-
ная струбцинка. Такой струбцинкой пользуются, если отсутствует подкладка
под гайкой стяжного болта.

Расчёт поглощающего ап-
парата. На фиг. 324 изобра-
жена схема фрикционной части
поглощающего аппарата. В ниж-
ней части схемы показано на-
правление перемещений тру-
щихся частей аппарата при его
сжатии, а в верхней части —
возникающие при этом усилия.

Если под действием внеш-
ней силы Т2 поглощающий ап-
парат сжат, то к его деталям
приложены следующие силы:

Фиг. 325. Схема сил, действующих на отдель-
ные части поглощающего аппарата

Фиг. 324. Схема фрикционной части
поглощающего аппарата

Т2— сила нажатия (удара), приложенная к нажимному конусу и дейст-
вующая по оси аппарата;

Л^, N2 и jV3— элементарные реакции, нормальные к поверхности
скольжения фрикционных клиньев по корпусу, на-
жимного конуса по клиньям и нажимной шайбы по
клиньям соответственно;

^2^2 и |i3 N3 — соответствующие этим нормальным реакциям элемен-
тарные силы трения;

Р = жх — сила упругого сопротивления пружин, где х — вели-
чина сжатия пружин (ход аппарата) в рассматриваемый
момент;

ж—жёсткость двухрядной пружины аппарата.
Рассмотрим порознь равновесие отдельных частей поглощающего аппарата.
Условие равновесия корпуса (фиг. 325, а):

Р — т2 4- S р-1 Afi cosy + SWiSiny = 0,	(425)

или, вынося общие множители за знак суммы, получим

Р —Т2 4-Hi cosy 5^,4-sin72^ = 0.

Обозначая чеРез -Vi, получим

Р — Т2 4- p-iCosyWi 4- sin у -V, =0,
откуда

Sin у + gj cosy

(426)

где Ni —результирующая элементарных нормальных реакций фрикцион-
ных клиньев на корпус аппарата;

у—угол конусности внутренней стенки корпуса аппарата.

Условие равновесия нажимного конуса (фиг. 325, б):

Т2 — S ^2 cos а +	|i2 Л^2 sin а = 0.	(427)

Вынося общие множители за знак суммы и обозначая

М2 , получим

Т2 — Л72 cosa + |i2 N2 sina = 0,

откуда

cosa — |i2sina 9

где Л/2 —результирующая элементарных нормальных реакций
ных клиньев на нажимной конус;

a — угол наклона передней грани клина к вертикали.

Условие равновесия нажимной шайбы:

— Р + S	cos (3 — У рь3 N3 sin (3 = 0.

На основании аналогичных преобразований получим

УУУ2 через

(428)
фрикцион-

(429)

(430)
фрикцион-

cos (3 — р-з sin (3 ’

где N3— результирующая элементарных нормальных реакций
ных клиньев на нажимную шайбу;

[3 — угол наклона задней грани клина к вертикали.

Условия равновесия фрикционных клиньев (сумма проекций всех сил

на вертикальную плоскость):

5 cos у — У	sin у — У Л/2 sin a — у |i2 N2 cos a —

— SW3sin[3 —У pi32V3'cos(3 = 0.	(431)

Вынося общие множители за знак суммы и заменяя ул^х, УЛ/2 и

УЛ^3 принятыми обозначениями N\ , N2 и N3 соответственно, получим

N\ cos у — fix N\ sin у — N2 sina — u2 n'2 cosa — A^sinp — |i3 N3 cos [3 = 0

или

N'i (cos 7 — sin у) —	(sina-4- cos a) — N3 (sin [3 + |i3 cos (3) = 0.	(432)

Подставляя в это выражение найденные ранее значения AZi , N2 и N3 >
получим

(Т _ р. cosy — I^siny _ т sina+p.2cosa _ р sin р + [i3cosp = Q

' 2	' sin у + P4cosy	2 cos a—|i2 sin a	cos₽ — [i3sin(3
ИЛИ

(cos у — <*! sin у sin a -f- |i2 cos а \
—-----:---------------------;- I =

Sin Y + Pi COS Y cos а — [i2 sin а )

_ p /cosy — th sin y . sin p + Рз cos ft \

— I sin y + Pi cosy cos p — g3sinp/’

откуда

cosy — Pi sin y , sinp + p3cosp
T2_ sin y +Pi cosy "losp — p3 sin p
* = P ~ cos y — Pi sin y	sin а 4- p2 cos а

sin y + Pi cosy cos а — p2sina

ctgY —Pi . tgP + Рз

/'П»	1—^183 (433)

ctgY —Pi tga + p8

1 + PiCtgY 1—P2tga

Величина ф, показывающая отношение силы Т2 нажатия на аппарат
к силе Р = жх упругого сопротивления пружин, называется коэффи-
циентом передачи поглощающего аппарата.

Зная значение коэффициента передачи, легко определить силу Тг,
сжимающую поглощающий аппарат, для любой величины хода аппарата х:

Т2 = фдасх.

(434)

Из формулы (434) следует, что сила Т2 линейно зависит от величины
хода аппарата х.

При обратном ходе (отдаче) аппарата направления сил трения, дей-
ствующих на детали аппарата, меняются на обратные. Поэтому в полу-
ченные ранее уравнения равновесия эти силы войдут с противополож-
ными знаками.

Величина коэффициента передачи при отдаче аппарата определяется
формулой

ctgY + Hi  tgp— р.2

ф' =	.	(435)

ctgY + Ha _ tgoc —|i2

1—HiCtgT 1+H2tga

Усилие при отдаче

Т2 = ^жх.	(436)

Из формул (433) и (435) следует, что величина коэффициентов пере-
дачи зависит от коэффициентов трения рх> Р* и Нз фрикционных деталей
поглощающего аппарата и углов наклона клиньев а, £ и Y-

Как известно, величина коэффициента трения скольжения зависит от
ряда факторов: твёрдости трущихся тел, состояния их поверхности,
давления между трущимися деталями, величины поверхности трущихся
тел, относительной скорости скольжения и др. Поэтому у разных погло-
щающих аппаратов одинакового типа величина коэффициента трения часто
бывает существенно различной. Даже для одного и того же поглощаю-
щего аппарата коэффициент трения не постоянный, он меняется в процессе
хода аппарата: с увеличением скорости скольжения фрикционных дета-
лей и с увеличением давления между ними коэффициент трения умень-
шается.

Среднее значение коэффициента трения ц согласно результатам про-
водившихся испытаний поглощающих аппаратов может быть принято рав-
ным 0,25 — 0,27.

При расчёте шестигранных поглощающих аппаратов для желобчатых
поверхностей корпуса принимают

•“-от-	<437’
.где р. = |i2 = |13 — коэффициент трения скольжения поверхностей фрикцион-
ного клина по нажимному конусу и нажимной шайбе,
60° — половина угла жёлоба корпуса поглощающего аппарата.

Фиг. 326. Нормальные уси-
лия, действующие на желоб
чатой поверхности клина

Фиг. 327. Теоретическая диаг-
рамма шестигранного аппарата
(при постоянных коэффициентах
трения)

(438)

(439)

аппарата
цилиндри-

Формула (437) вытекает из следующего. Сила трения на желобчатой
поверхности одного клина (фиг. 326) равна

F тр = 22Vp«.

Равнодействующая сила .V' определяется из выражения
TV' = 2Wcos30°,
откуда
______________________________________
cos 30° sin 60°

Подставляя выражение (439) в формулу (438), получим
Fтр = N' зПГбО^ =
тде
—
11,1 sin 60°

Углы наклона клиньев шестигранного поглощающего
(а = 5Г30', (3= 11°, у = 2Э) выбраны более правильно, чем в

ческом аппарате, и тем самым предотвращается интенсивный неравномер-
ный износ трущихся деталей, наблюдаемый в цилиндрическом аппарате.

Углы наклона граней клина и обусловленная этими углами форма
соприкасающихся с клином деталей во многом определяют удовлетво-
рение ранее сформулированным требованиям, предъявляемым к погло-
щающим аппаратам.

Углы наклона граней клина обусловливают величину усилий, раз-
вивающихся на этих гранях при сжатии аппарата, и тем самым определяют
эффективность, а также отдачу поглощающего аппарата.

От углов наклона граней клина зависит характер износа его рабочих
поверхностей. Углы наклона фрикционных клиньев должны быть выбраны
так, чтобы предотвращалось заклинивание деталей аппарата.

Примерный вид теоретической диаграммы шестигранного аппарата,
соответствующей значениям коэффициентов трения ц = и2 = р,3 = 0,27, по-
казан на фиг. 327. Согласно этой диаграмме эффективность аппарата
(вычисленная как работа, затрачиваемая на полное его сжатие) составляет

Э

9 528 + 48050

2

0,07^2 000 кгм\

возвращаемая работа равна

__ 1 975 + 9 960

2

0,07^420 кгм.

Таким образом, отдача аппарата составляет

’-""К 100=ти>100 = 2|,/-

Изложенный выше расчёт поглощающего аппарата выполнен в предположении
линейности его силовой характеристики (силовой характеристикой или просто характе-
ристикой аппарата называется зависимость между силой нажатия Т2 и величиной
относительного перемещения трущихся частей аппарата х). При этом коэффициенты
трения p.lt р2 и Мз принимались постоянными, а скорости относительного перемещения
трущихся частей крайне малыми (и = 0). Такой расчёт может быть назван стати-
ческим.

Из теоретических и экспериментальных исследований Л. Н. Никольского следует,
что для правильной оценки работы поглощающего аппарата автосцепки при соударении
вагонов необходимо установить динамическую характеристику аппарата. Ниже изла-
гаются некоторые основные положения динамического расчёта поглощающего
аппарата автосцепки согласно исследованиям Л. Н. Никольского.

Составим дифференциальное уравнение работы поглощающего аппарата автосцеп-
ки. Согласно принципу Даламбера

d2x
m~aii-=-Ts,	(440)

где m — масса, ударяющая в аппарат;

х— относительное перемещение трущихся частей аппарата;

Т2 — сила удара или сопротивление аппарат^.

Величина удара Т9 может быть определена по формулам (433) и (434) с той лишь
разницей, что постоянные значения коэффициентов трения р2 и tua должны быть
заменены переменными коэффициентами трения:

Рх- = ai Р~П' e~bi V' »	(441)

где a,, bi и П[ — параметры, величина которых определяется опытом;

Pi — удельное давление, развиваемое на трущихся поверхностях аппа-
рата;

е — основание натуральных логарифмов;

Vi — скорость относительного перемещения трущихся поверхностей;

i = 1; 2; 3 (соответственно для р2 и Рз)-

Формула (441) показывает, что коэффициент трения существенно изменяется при
изменении скорости v относительного перемещения трущихся частей и удельного дав-
ления р между ними. В процессе сжатия аппарата скорость v обычно изменяется от
4 м)сек до нуля, а удельное давление р от 30 кг!см2 до 500 кг 1см2, причём изменение
величины удельного давления в шестигранном аппарате обусловливается также и тем,
что меняется площадь трения клиньев по корпусу (в несжатом состоянии часть клиньев
выступает из корпуса).

Подставляя в дифференциальное уравнение (440) значение Т2 с переменными
коэффициентами трения, получим это уравнение в форме, не поддающейся решению.
Дифференциальное уравнение может быть решено, если допустить, что коэффициенты
трения и ра на поверхностях соприкосновения фрикционных клиньев с нажимным
конусом и нажимной шайбой являются постоянными и равными коэффициенту трения
при нулевой скорости (v = 0). Конструкция шестигранного аппарата такова, что отно-
сительные скорости перемещения нажимного конуса и нажимной шайбы по клиньям
соответственно равны у2 = 0,056у и v9 = 0,037 v, т. е. даже при максимальной скоро-
сти (у = 4 м}сек) остаются малыми (v2 = 0,224 MjceK и ys = 0,148 м!сек). Изменение
удельного давления можно считать также мало сказывающимся на величине коэффи-
циентов трения для данных (вспомогательных) поверхностей трения. Поэтому принятое
допущение приводит к малой погрешности.

Допустимо также считать, что работа сил трения возникает только на поверхно-
стях соприкосновения клиньев и корпуса. В действительности работа трения на осталь-
ных поверхностях составляет около 3% от всей работы сил трения поглощающего
аппарата.
Результатом решения дифференциального уравнения (440) при указанных допу-
щениях являются следующие расчётные формулы (для случая, когда п^О и 6и=1,2):

/2т Г 2 /	1	А \	/	1 А \ I

В [ (а(2 — bvt)	2/~v \а(2 — bv)~ 2/J ;

Г2 max = 1 _°ал V2"16 С (2 — bv„) ~ У) ’

(442)

(443)

где
._______________tg Д + Мг .	„ _ ac(tgp + m) ,

— 3(1 — ,u2tga)cos-f ’	~ 3(1 — (i, tgp)cos-f "

и0 — скорость массы т в момент начала удара;
v — скорость массы т в процессе ударного сжатия аппарата.

Остальные обозначения имеют прежнее значение.

В случае, когда аА > 1, происходит заклинивание аппарата.

Величина хода хк0н аппарата в конце его сжатия определяется из формулы (442),
если принять v = 0:

хкон - °в У в ( а (2 _ bvB) ~ 2 I •	<444>

Кинетическая энергия, воспринимаемая аппаратом, равна

WT12
_ mvo
3 ~ 2 •

или, подставляя значение t>0 из формулы (444), получим
&хкон.

4(_____1•

*\a(2—bva)	2)

Величина Э соответствует эффективности аппарата, если
хкон = Xmax = MMt

(445)

(446)

Как показывает анализ полученных’формул и экспериментальных данных, осо-
бенностью поглощающих аппаратов автосцепки является то, что их силовые характе-
ристики выражаются системой кривых, каждая из которых соответствует единственному
значению начальной скорости удара и0 и определённой массе т. Характеристика
поглощающего аппарата автосцепки не может быть представлена единственной кривой
Т2=[(х) подобно характеристике пружинного амортизатора.

Для практически более удобного расчёта шестигранного поглощающего аппарата
целесообразно ввести новый параметр

X = а у/ cF,

(447)

где с — параметр, зависящий от геометрических соотношений между элементами по-
глощающего аппарата и жёсткостью его пружин;

F— площадь поверхностей трения аппарата;

а имеет прежнее значение.

Параметр X зависит от степени приработки и износа поверхностей трения погло-
щающего аппарата и определяется при данной эффективности Эп по формуле

“ 6,2(2 — bvQ) •

(448)

или приближённо при b = 0,2 сек1м Х==0,13Эл.

Для практического расчёта поглощающего аппарата Ш-1-Т могут быть применены
следующие формулы.

Сила удара при заданной скорости удара и0 (с учётом работы пружины при
bv9 < 1,2):

3	/--------2---

Г,"..-,.,!/	<«’>

Сила удара при заданной величине сжатия поглощающего аппарата л:
Силовая характеристика уравнений:	определяется совместным решением двух следующих  т, = хКГ <2?;	(451)
х =	3 /	/	2	\  l/g^ _р°	.	(452)  У X1 \2—bv0 2 — bv /
Эффективность аппарата	Х(2-М 4  —	3	*max •	( М

Количество необратимо поглощённой энергии при сжатии аппарата, выраженное
в процентах к общей энергии удара,

Э —Эпр

^сж — ЮО»

где Э — общая энергия удара

Эпр — энергия, воспринятая пружиной аппарата,
жх2

Эпр =	•

Приведённые выше формулы получены для случая удара массой т в неподвижно
закреплённый поглощающий аппарат. Чтобы применить эти формулы для соударения
двух масс тг и т2, имеющих одинаковые поглощающие аппараты, достаточно в соот-

ветствующих формулах вместо т подставить величину

ту т 2

2(mx4- та) •

Согласно опытам, проведённым Л. Н. Никольским, эффективность шести-
гранных поглощающих аппаратов колеблется в пределах от 1 200 кгм до
3 800 кгм. У новых поглощающих аппаратов среднее значение эффективности
составляет 1 500 кгм. В первые месяцы эксплуатации эффективность быстро
возрастает, достигая в среднем 2 700 кгм, а затем увеличивается более медленно
(до 3 500 кгм). Увеличение эффективности является результатом приработки
поверхностей трения. В последующий период эксплуатации эффективность
постепенно снижается вследствие износа частей аппарата (через 6—7 лет экс-
плуатации эффективность аппарата уменьшается до 1 500 кгм).

Непостоянство эффективности новых аппаратов и значительные ее измене-
ния в эксплуатации являются неблагоприятным условием для обеспечения
прочности и безопасности движения подвижного состава. Для улучшения
работы поглощающих аппаратов целесообразно при их изготовлении осу-
ществлять предварительную приработку поверхностей трения, добиваться
увеличения точности изготовления элементов аппарата, повышать износо-
устойчивость трущихся частей аппарата подбором соответствующего мате-
риала для фрикционных деталей и надлежащей их термической обработкой.

Поглощающие аппараты с эффективностью меньше 2 000 кгм не следует
допускать к эксплуатации на большегрузных вагонах.

16.	АМОРТИЗИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ

Упругая площадка. Имеющиеся между зацепными поверхностями кор-
пуса автосцепок зазоры обусловливают толчки при трогании поезда с места,
остановках и резких торможениях в пути.

Для устранения подобных толчков в пассажирских вагонах, к которым
предъявляются повышенные требования плавности движения, устраиваются
центральные упругие площадки.

Упругая площадка (фиг. 328), размещаемая на торцевой стенке вагона,
имеет рамку 1, выступающую вперёд за плоскость зацепления автосцепок.
Нижняя часть рамки 1 штырями 2 соединена с буферами 3. Верхняя часть
рамки соединена с хомутом листовой рессоры 4, Ушки рессоры 4 при помощи
шарниров 5 прикреплены к торцевой стенке вагона.

При соединении вагонов сначала встречаются и сжимаются упругие пло-
щадки, после чего автосцепки получают возможность сцепиться. Для сжатия
пружин и рессоры упругой площадки, достаточного для сцепления автосце-
пок, необходимо усилие величиной около 900 кг. При такой величине усилия

Фиг* 328. Упругая площадка пассажирского вагона длиной 23,6 м

автосцепки находятся в натянутом положении, чем парализуется действие
толчков от зазоров, имеющихся между их зацепными поверхностями.

Упругие площадки одновременно используются и для перехода людей
из вагона в вагон. С этой целью они оборудуются мостиками (фартуками) 6
и гармониками 7.

Рамки упругих площадок 19-ж вагонов электрифицированных железных
дорог опираются внизу не на буфера, а на специальные шпинтоны, снабжён-
ные двухрядными цилиндрическими пружинами и направляющими стаканами.

Старые пассажирские вагоны, имеющие деревянные кузова, не допускают
передачи сжимающих нагрузок на торцевые стенки без специального усиления
последних. Поэтому при оборудовании таких вагонов автосцепкой вместо
центральных упругих площадок устанавливаются специальные удлинённые
буфера.

Удлинённый буфер. Комплект удлинённого буфера (фиг. 329) состоит из
стального литого буферного стакана /, длинного буферного стержня 2, нажим-
ной шайбы 3, внутрен-
него стакана 4, двух
малых пружин 5 и 7,
разделённых промежу-
точной шайбой 6, боль-
шой пружины 8 и под-
дона 9.

В нормально отре-
гулированном буфере
расстояние от плоскости
буферной тарелки до
буферного бруса соста-
вляет 675 ± 10 мм.

Вследствие этого плоскость тарелки выступает вперёд за плоскость зацеп-
ления автосцепки на 65± 10 мм.

Передача усилия в удлинённых буферах происходит следующим образом.
При нажатии на тарелку буферного стержня 2 усилие передаётся через нажим-
ную шайбу 3 на внутренние пружины 5 и 7. После некоторого сжатия малых
пружин (при ходе буфера 105 мм) нажимная шайба 3 упирается в буртик внут-
реннего стакана 4 и тем самым включается большая пружина 3, вследствие

чего сопротивление буфера уве-
личивается более резко.

Для сжатия удлинённого
буфера на величину, достаточ-
ную для сцепления автосцепок
(65 мм), необходимо усилие
около 450 кг, или на два буфера
900 кг, т. е. такое же, как и для
упругой площадки.

На фиг. 330 показана диа-
грамма удлинённого буфера.

Буфер металлического ва-
гона длиной 23,6 м. Принцип
устройства буфера пассажир-
ского металлического вагона
длиной 23,6 м (фиг. 331) подобен
принципу устройства удлинён-
ного буфера. В начале хода жё-
сткость буфера мала, так как
обе пружины включены после-
довательно. После хода 105 мм

внутренняя Пружина ВЫКЛЮ- Фиг. 330. Диаграмма удлинённого буфера
чается, вследствие чего жёст-
кость буфера увеличивается.

Недостатком буфера пассажирского вагона длиной 23,6 м, изображён-
ного на фиг. 331, является большой его вес (204 кг). Поэтому в 1951 г. была раз-
работана конструкция облегчённого буфера (фиг. 332).

В новом буфере предусмотрен стальной литой буферный стержень 1 вме-
сто штампованного, состоящего из двух частей. Внутри буферного
стержня размещён диск 2 для упора и ограничения хода внутренней пружины 3.
Другой конец пружины 3 опирается в дно стакана 4\ стакан 4 в свою очередь
опирается на наружную пружину 5. Пружины 3 и 5 одинаковы с пружинами
буфера прежней конструкции. Размещение пружин внутри буферного стержня /
длиной 23,6 м

Фиг. 331. Буфер пассажирского вагона

Разрез по г г

Фиг. 332. Облегчённый буфер
пассажирского вагона
длиной 23,6 м
и буферного стакана 6 позволило отказаться от дополнительной детали —
внутреннего стакана (см. фиг. 331). Одновременно потребовалось заменить по-
перечный клин двумя продольными 7 (см. фиг. 332). К буферному стакану
6 двумя болтами с гайками 8 присоединён поддон 9, имеющий направляю-
щий патрубок для наружной пружины 5. К буферному брусу буфер крепится
четырьмя болтами 10 диаметром 1". Для надёжности крепления буфера гай-
ки болтов 10 выполняются корончатыми. Вес буфера составляет 188 кг.

В табл. 40 приводятся характеристики пружин, применяемых в буферах
вагонов.
Таблица 40
Характеристики буферных пружин

Тип пружины	Средний диаметр пружины в мм	Диаметр или по- перечное сечение прутка в мм	Число витков		Высота пружины в свободном со- стоянии в мм	Затяжка пружины в мм	Жёсткость пружи- ны в кг (см	Ход буфера в мм 		Нагрузка в конце хода в гп
			полное	рабочее					
Спиральная	буферов  двухосных грузовых и четырёхосных пасса-	Вверху 57, вни-	150x7				8			
жирских вагонов . Однорядная цилиндри- ческая тех же буферов	зу 148		7,0	4,5	250		216*	92	2,10
(взамен спиральной) . Двухрядная буферов че- тырёхосных грузовых вагонов:	125	25	7,0	5,5	248	10	363	75,5	3,10
наружная		127	33	7,5	6,0	295	6	967	58	6,19
внутренняя 		70	19	12.5	11,0	295	6	345	58	2,21 8* 40
комплект 	  Двухрядная удлинённо- го буфера:	—	—	—	—	—	6	1 312	58	
наружная ......	135	25	5,5	4.0	195	5	397	50	2,18
внутренняя 	  комплект — две внут-	89	16	9,0	7,5	235	4	124	77,5	1,01
ренние пружины . . комплект — вер пру-	—	—	—	—	—	8	62	105	0,70
жины 	  Двухрядная буфера ме- таллического вагона длиной 23,6 м:						8	459	155	3,20
наружная		166	38	6,0	4,5	276	1	1 010	55	5,65
внутренняя 	  комплект—обе пружи-	90	14	11,0	9,5	274	19	55	100	0,65
ны 	  комплект—выключена  внутренняя пружи-	—-	—	—	—	—	20	52	105	0,65
на 	  * Средняя величина	1.					20	1 010	155	5,70

Поглощающий аппаратЦНИИ-Н6. Задачи обеспечения плавности хода
пассажирских поездов, особенно длинносоставных, не могут быть решены при-
менением только упругих площадок или удлинённых буферов. Для вагонов
таких поездов необходим эластичный поглощающий аппарат специального
устройства.

До 1947 г. пассажирские вагоны оборудовались поглощающим аппаратом
грузовых вагонов. Последний проектировался из условий воспринятая боль-
ших усилий, развиваемых в поездах большого веса и при манёврах. Поэтому
эксплуатация пассажирских поездов, оборудованных автосцепкой с поглощаю-
щим аппаратом грузовых вагонов, показала недостатки последнего в этих
условиях. Большое начальное сопротивление такого аппарата, высокая его
жёсткость на всём ходе и неплавность работы неизбежно вызывали резкие толч-
ки вдоль поезда в момент трогания с места и при торможении в пути. Эти
резкие толчки создавали ненормальные условия для пассажиров, оказывали
вредное влияние на подвижной состав и значительно усложняли работу маши-
ниста локомотива.

В 1946 г. коллективом научных работников Всесоюзного научно-исследо-
вательского института железнодорожного транспорта под руководством
И. Н. Новикова был спроектирован специальный поглощающий аппарат для
пассажирских вагонов. По имени разработавшей его организации и автора но-
вый поглощающий аппарат назван ЦНИИ-Н6.

Поглощающий аппарат ЦНИИ-Н6 отличается большой эластичностью,
плавным включением жёсткой фрикционной части при достаточной энерго-
поглощаемости.

Фиг. 333. Поглошающий аппарат ЦНИИ-Н6

После успешных лабораторных и поездных испытаний, проведённых
в 1947 г., конструкция аппарата ЦНИИ-Н6 принята для оборудования пасса-
жирских вагонов и тендеров пассажирских локомотивов.

Устройство пассажирского поглощающего аппарата ЦНИИ-Н6 заклю-
чается в следующем.

Аппарат (фиг. 333) состоит из двух последовательно соединённых частей:
пружинной и пружинно-фрикционной. Соответственно этому корпус аппарата
разделён на две части: горловину 1 и основание корпуса 2.

В горловине корпуса 1 размещены детали пружинно-фрикционной части:
три фрикционных клина 3, нажимной конус 4У шайба 5 и центральные пружины
6 и 7. Эти детали однотипны с деталями шестигранного аппарата. Отличие
заключается только в уменьшенной длине фрикционных деталей и вдвое мень-
шем числе рабочих витков пружин.

К пружинной части, кроме основания корпуса 2, относятся центральная
пружина 8, четыре угловые пружины 9, четыре угловые пружины 10 и четыре
стержня 11. Центральная пружина 8 совершенно одинакова с наружной пру-
жиной 6, а угловые пружины 9 с внутренней пружиной 7. Пружины 10 отличают-
ся от пружин 9 меньшим количеством витков.

Угловые пружины 9 размещаются в нишах горловины /, а пружины 10
в нишах основания корпуса 2. Стержни 11 своими концами располагаются
внутри пружин 9 и 10, а средними утолщёнными частями — в отверстия

основания корпуса.

В угловых нишах горловины предусмотрены специальные цилиндрич!
ские шипы, располагающиеся внутри других концов пружин 9. Эти шиш
имеют диаметр, одинаковый с диаметром стержней 11.

В незагруженном аппарате между торцами шипов горловины и торцам]
стержней 11 имеются зазоры а, обеспечивающие последовательное включение
угловых пружин 9 и 10.

Обе части поглощающего аппарата стянуты болтом 12 и гайкой 13, одно
типных с соответствующими деталями шестигранного аппарата. На болт пред

варительно надевается вспомо-
гательная пружина 14. Эта пру-
жина в собранном незагружен-
ном аппарате сжата до пол-
ного соприкосновения витков.
В собранном аппарате между
торцами горловины 1 и осно-
вания корпуса 2 имеется зазор.

Первоначальная затяжка
аппарата осуществляется на
20 мм. Благодаря вспомогатель-
ной пружине 14 величина уси-
лия затяжки уменьшается с 2,5
до 1,6 т. Уменьшение величины
усилия затяжки на 0,9 т спо-
собствует более плавному трога-
нию поезда с места. Кроме того,
наличие вспомогательной пру-
жины 14, затянутой на 24 мм,
обеспечивает дополнительный
запас размерной затяжки аппа-
рата, гарантирующий покрытие
допусков на изготовление всех
деталей и износа трущихся
частей.

Затяжка пружин пружинно-
фрикционной части осуществ-
ляется усилием, равным пример-
но 3 т. Такая величина усилия
затяжки обусловливает начало

Фиг. 334. Теоретическая диаграмма поглощаю- Движения фрикционных клиньев
щего аппарата ЦНИИ-Н6	при нагрузке на аппарат, рав-

ной 12 т (при расчётном коэф-
фициенте трения = 0,25).

Воспринятие усилий поглощающим аппаратом ЦНИИ-Н6 происходит сле-
дующим образом. Внешняя нагрузка, приложенная к аппарату (на конус —
при сжатии поезда или на основание корпуса—при тяговом усилии), сначала
сжимает центральную пружину 8 и четыре угловые пружины 9 пружинной
части. После хода 23 мм, равного зазору а между торцами стерж-
ней 11 и шипами горловины, вступают в работу четыре угловые пружины 10,

постепенно наращивая сопротивление аппарата, которое при сжатии всех пру-
жин пружинной части (упор горловины в основание корпуса) достигает 28,5 tn.

Однако прежде чем произойдёт упор горловины 1 в основание корпуса 2,
начнут своё движение фрикционные детали, так как конечное сопротивление
пружинной части (28,5 tri) значительно превосходит усилие, необходимое для
начала движения фрикционных деталей (12 т). Таким образом, включение
фрикционной части происходит без толчков и получается плавное увеличение
сопротивления аппарата от начала его действия до полного сжатия.
После упора горловины в основание корпуса продолжает сжиматься одна
пружинно-фрикционная часть и её конечное сопротивление и, следовательно,
конечное сопротивление поглощающего аппарата достигает 46,4 т. Теорети-
ческая диаграмма поглощающего аппарата ЦНИИ-Н6 изображена на фиг. 334.

Усилие, необходимое для начала движения фрикционных деталей (12 т),
и конечное сопротивление аппарата (46,4 т) вычислены исходя из расчётного
коэффициента трения ц=0,25. Практически коэффициент трения не является
постоянным даже для одного и того же аппарата. Поэтому неизбежны значи-
тельные колебания указанных выше значений начального и конечного сопро-
тивлений пружинно-фрикционной части.

Если при этом сопротивление, необходимое для начала движения фрик-
ционных элементов, окажется больше усилия полного сжатия пружинной ча-
сти, то появятся толчки в середине хода аппарата с мгновенным возраста-
нием усилия на величину разницы в усилиях конца сжатия пружинной часта
и начала сжатия пружинно-фрикционной.

При проектировании аппарата ЦНИИ-Н6 для предотвращения таких толч-
ков предусмотрено значительное развитие мощности пружинной части с тем,
чтобы усилие сжатия пружинной части превышало усилие начала сжатия пру-
жинно-фрикционной части при практически вероятных колебаниях коэффи-
циента трения.

17.	ОСОБЕННОСТИ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ АВТОСЦЕПНОГО
УСТРОЙСТВА

Основные части автосцепного устройства представляют собой стальные отливки.

Согласно ГОСТ 88-41 все литые детали автосцепного устройства, за исключением
поглощающего аппарата, разделяются на две группы. К первой группе относятся кор-
пус автосцепки, тяговый хомут и паровозная розетка, а ко второй группе — замок,
замкодержатель, собачка, подъёмник, валик подъёмника, упорные угольники, упорная
плита, центрирующая балочка и вагонная розетка.

Детали первой группы изготовляются из мартеновской стали или из электростали
следующего химического состава: углерода 0,17 — 0,27%, марганца до 1,0%, кремния
0,25—0,35%, серы и фосфора не более 0,055% каждого, а в сумме не более 0,1%. Сталь
должна обладать механическими свойствами, указанными в табл. 41.

Т а б л и ц а 4 1

Механические свойства стали для деталей первой группы

Временное сопротив- ление разрыву в кг 1мм1	Предел текучести в кг 'мм1 не менее	Относительное удлинение образца при расчётной длине / = 4 d в % не менее	Сужение площади поперечного образца в % не менее
42—50	25	22	30
Более 50	27	20	27

Детали второй группы, кроме упорных угольников, могут изготовляться из бессе-
меровской стали с содержанием углерода 0,17 — 0,32%, марганца до 1,0%, кремния
0,25 — 0,35%, серы не более 0,07% и фосфора не более 0,09%. При этом механические
свойства не регламентируются.

Все отливки после остывания подвергают термической обработке для получения
мелкозернистой структуры и устранения внутренних напряжений в деталях.

При изготовлении деталей принята следующая маркировка. На корпусе автосцепки
отливаются: знак системы автосцепки, марка завода, год отливки, порядковый номер
отливки и площадка, на которой выбивается номер плавки; увеличенное содержание
углерода (0,26% и более) дополнительно обозначается буквой С. На тяговом хомуте
отливаются или выбиваются — марка завода, две последние цифры года изготовления,
номер плавки и буква С (при повышенном содержании углерода). На остальных дета-
лях автосцепки отливается или выбивается марка завода.

Корпусы и фрикционные детали поглощающих аппаратов Ш-I-T и ЦНИИ-Н6
также отливаются; их изготовление регламентируется специальными техническими
условиями, утверждёнными Министерством путей сообщения. Для повышения износо-
стойкости корпус, фрикционные клинья и нажимной конус подвергаются специальной
термической обработке.

Все детали автосцепного устройства проверяются специальными шаблонами для
контроля за правильностью изготовления и обеспечения взаимозаменяемости; кроме
того, проверяется взаимосцепляемость автосцепок в собранном виде.
18.	ПЕРЕХОДНЫЕ ПРИСПОСОБЛЕНИЯ ДЛЯ СЦЕПЛЕНИЯ
АВТОСЦЕПКИ С ВИНТОВОЙ УПРЯЖЬЮ

До завершения оборудования всего подвижного состава автосцепкой су-
ществует необходимость сцепления между собой вагонов, из которых один
оборудован автосцепкой, а другой винтовой стяжкой.

Вопрос о надёжном и простом способе сцепления вагонов с различными
системами упряжи относится к числу важных и сложных мероприятий в обла-
сти технического перевооружения железнодорожного транспорта. При решении
этого вопроса железные дороги СССР создали свой принципиально новый путь
оборудования вагонов автосцепкой.

Переход на автоматическую сцепку в условиях социалистического общест-
ва осуществляется более целесообразным способом, чем на заграничных же-
лезных дорогах.

В США переход на автосцепку длился очень долго. К тому же американ-
ские вагоны до оборудования автосцепкой имели ручную центральную ударно-
тяговую сцепку. Следовательно, переход к автоматической сцепке в США про-
исходил в более лёгких условиях по сравнению с оборудованием автосцепкой
вагонов, имеющих двухбуферную систему. Несмотря на это конструкция пере-
ходного приспособления, т. е. устройства, при помощи которого сцеплялись
вагоны, имеющие автоматическую и ручную сцепки, была в США настолько
неудачной, что сцепку прозвали человекоубийцей вследствие большого числа
несчастных случаев при её обслуживании. Это является характерным для ка-
питалистического общества, где целью производства является обеспечение мак-
симальной капиталистической прибыли, а не человек с его потребностями.

Неудовлетворительным оказался и японский способ перехода на автомати-
ческую сцепку. Японские железные дороги в течение многих лет производили
работы по подготовке подвижного состава к переходу на автоматическую сцепку;
при этом на паровозы и вагоны постепенно устанавливалась автосцепка,
но в нерабочем состоянии. Для установки автосцепки в рабочее положение
и снятия с вагонов и паровозов винтовой упряжи и боковых буферов японским
железным дорогам потребовалось полностью остановить движение.

При этом следует иметь в виду, что ко времени перехода на автосцепку
в Японии имелось всего лишь 3 722 паровоза, 9 500 пассажирских и 58 334
грузовых вагонов, а протяжённость рельсовых путей составляла 13 600 км,
т. е. во много раз меньше, чем в нашей стране. Кроме того, японский способ
оборудования автосцепкой связан с омертвлением капитала в течение переход-
ного периода, так как автосцепка в это время не давала никакого эффекта,
увеличивая тару вагонов и паровозов. Не мог в переходный период накапли-
ваться и опыт эксплуатации автосцепки, крайне необходимый для её совер-
шенствования.

Негодными оказались и многочисленные проекты перехода на автосцеп-
ку, разрабатывавшиеся в разных странах Западной Европы, страдавшие круп-
ными недостатками и абстрактностью. Известно, что подвижной состав же-
лезных дорог Западной Европы до настоящего времени оборудован ручной
сцепкой, а число вагонов с автоматической сцепкой составляет ничтожный
процент.

Принятый в Советском Союзе способ перехода на автосцепку, при котором
весь вновь строящийся подвижной состав выпускается с автоматической сцеп-
кой, а ранее построенный оборудуется автосцепкой в плановом порядке, свобо-
ден от всех вышеуказанных недостатков. Оборудованный автосцепкой под-
вижной состав немедленно вступает в обычную эксплуатацию, не только не
усложняя работы железных дорог, но существенно её облегчая (ускорение
маневровой работы, повышение веса поезда и др.).

Однако нормальная эксплуатация вагонов, оборудованных автосцепкой,
вместе с вагонами, снабжёнными винтовой упряжью, возможна при наличии на-
дёжного и удобного переходного приспособления. В качестве такого переход-
ного приспособления после длительных изысканий была выбрана двух-
звенная цепь, предложенная инж. И. Н. Новиковым и В. Г. Головано-
вым. Двухзвенная цепь (фиг. 335, а) состоит из штампованного кулака /,
среднего звена 2 и крайнего звена <3. Сцепление вагонов осуществляется на-
деванием крайнего звена на тяговый крюк и введением кулака сверху в зев
автосцепки.

Кулак имеет рукоятку 4 с двумя шипами 5 и 6, при помощи которых он
удерживается в зеве. При этом шип 5 опирается на замок, а шип 6 на большой
зуб корпуса автосцепки.

Для предотвращения выжимания кулака вверх в его нижней части пред-
усмотрен предохранительный зуб 7, который заходит за нижнюю кромку боль-
шого зуба корпуса автосцепки.

Среднее звено, имеющее
планку S, нажимает на лапу
замкодержателя, вследствие чего
включается предохранитель от
саморасцепа автосцепки. Поэто-
му замок, являющийся опорой
для кулака, не может уйти
внутрь головы корпуса авто-
сцепки.

Для расцепления вагонов
достаточно повернуть рычаг
расцепного привода так же,
как это делается при расцепле-
нии автосцепок. При этом ку-
лак, лишённый опоры на замок,
упадёт вниз через зев автосцеп-
ки и цепь повиснет на крюке
соседнего вагона, с которого
затем она снимается.

Прочность двухзвенной цепи
должна быть не меньшей, чем
прочность винтовой упряжи.
Поэтому она испытывается/на
растяжение усилием, равным
30 т. После испытания, кото-
рому двухзвенная цепь подвер-
гается один раз в год, на
планке 8 среднего звена наби-
ваются клейма освидетельство-
вания (пункт и дата испытания),
а также делается соответствую-
щая запись в специальном жур-

нале.

Двухзвенная цепь является

инвентарём локомотива и за её исправность

и сохранность отвечает машинист.

Для целей маневровой работы в пределах станции1 сцепление вагонов
осуществляется надеванием скобы винтовой стяжки на ухо, отлитое у головы
корпуса автосцепки со стороны малого зуба (фиг. 335,6).

Для поездной работы такой способ сцепления является ненадёжным.
Прочность корпуса автосцепки при этом существенно уменьшается. Кроме
того, при сцеплении за ухо возникает горизонтальное усилие, прижимающее
гребни колёс к головке рельса, вследствие чего увеличивается сопротивление
движению, повышается износ ходовых частей и создаётся опасность схода ва-

гона с рельсов.

1 § 420 ПТЭ допускает такое сцепление также в передаточных и вывозных поез-
дах, но с принятием особых мер, обеспечивающих безопасность движения.
Пассажирские поезда согласно действующим правилам (§ 387 ПТЭ)
должны формироваться или из вагонов, оборудованных автосцепкой, или из
вагонов с винтовой упряжью. Смешанное сцепление, допускаемое в виде ис-
ключения, осуществляется не при помощи двухзвенной цепи, а установкой
на вагон специального крюка со стяжкой.

С этой целью с одного вагона снимается корпус автосцепки и центрирую-
щая балочка вместе с маятниковыми подвесками. Взамен центрирующей балоч-
ки ставится скоба 1 (фиг. 336), а^на место корпуса автосцепки—крюк 2, подоб-

ный крюку, применяемому на тендерах паровоза серии ФД. Хвостовик этого
крюка соединяется с упряжным устройством автосцепки обычным клином,
т. е. так же, как соединяется корпус автосцепки. На крюк навешивается вин-
товая стяжка, которой непосредственно и осуществляется сцепление вагонов.

19.	ПЕРЕМЕЩЕНИЯ ГОЛОВЫ КОРПУСА АВТОСЦЕПКИ
В ГОРИЗОНТАЛЬНОЙ ПЛОСКОСТИ И ПОЛОЖЕНИЕ
ПРОДОЛЬНОЙ ОСИ АВТОСЦЕПКИ НАД ГОЛОВКАМИ РЕЛЬСОВ

Для определения перемещения головы корпуса авто-
сцепки в горизонтальной плоскости рассмотрим схема-
тическое расположение двух соседних вагонов поезда в кривой радиусом /?,
изображённое на фиг. 337, а.

Углы отклонения ф и О продольных осей автосцепок от продольных
осей вагонов равны

ф = 180° —а —(В; 0 = 180° —у —<р.

(455)

Углы а, р, у и ср могут быть определены согласно тригонометриче-
ским зависимостям:

из прямоугольного треугольника ОаЬ

, Оа

tg« = -=r;

ab

из прямоугольного треугольника Ocd

, Od

tg ? = —г ;

cd
из косоугольного треугольника ОЬс

COS Р =

Ob2 + be2 — Ос2

2ОЬ • be

и

cosy =

Ос2 + be2 — 0b2

20с • be

Стороны рассматриваемых треугольников находятся следующим образохМ

где

0(1 — Or Ctr — Увн max»

ar =yeH max—отклонение средней точки продольной оси
пути в кривой радиусом /?.

вагона от оси

где

Согласно установленным в главе

и
Уен max —	’

II зависимостям

13л = ак—половина базы левого
гона (фиг. 337, а), т.
величина заданная.

Тогда

ва-
е.

__	/2

Oa = R--^.

Также заданной является величина
ab = Ьл, соответствующая половине рас-
стояния между центрами шарниров креп-
ления корпуса автосцепки на раме левого
вагона.

На основании аналогичных сооб-
ражений, обозначив через 13п половину

Фиг. 337.

Схема расположения*

вагонов в кривой

QCb аОр\осиспко"

базы и через Ln—половину расстояния между центрами шарниров крепг
ления корпуса автосцепки на раме правого вагона, получаем

=

И

cd — Ln.

Из треугольника ОаЬ определяем

ОЬ = |/ад2 + Оа2

R — £

Из треугольника Ocd получаем

Oc = Vcd2+ Od2 =

i2 \2

R — 4^-1

Сторона be = /0, равная длине двух корпусов автосцепок, является
величиной заданной.

В таком случае выражения для искомых углов принимают вид

tga =

/2
n *3n
H 2R

L,
tg? =

D

* 2R

Ln

COS P =

(457)

(458)

(459)

Из формул (456) — (459) следует, что при 13л = 13п = 13 и Ьл == Ln=L
'(однотипные вагоны)

cos р = cos у =----- 0	.	(461)

/.’+(я-24)2

Определив значение углов, характеризующих отклонение оси авто-
сцепки, нетрудно найти величину смещения любой точки корпуса авто-
сцепки от продольной оси вагона.

Отклонение точки р, лежащей на оси автосцепки, от продольной оси
вагона составляет (фиг. 337)

тр = bp sin ф.

Отклонение наружной грани корпуса автосцепки, имеющего в рас-
сматриваемом сечении ширину А, от продольной оси вагона (фиг. 337,6)
равно

z = bp sin ф + h .	(462)

т 2созф	v

Приведённые формулы позволяют установить необходимые размеры окна
в розетке и в буферном брусе при вписывании вагона в кривые согласно задан-
ным техническим условиям. Подобные проверки предусмотрены ГОСТ 3475-46
при проектировании нового подвижного состава.

Подлежит также проверке возможность автоматического
сцепления вагонов в кривой малого радиуса. Для этой цели устанавли-
ваются наибольшие отклонения головы корпуса автосцепки от оси пути.

Полное смещение корпуса автосцепки слагается из:

1)	отклонения концевой точки вагона, лежащей на его продольной оси,
-при прохождении кривой. Это отклонение определяется формулой

__ (2/3 + а) а

Ук 2R

(463)

'где /3 — половина базы вагона;

а — длина консоли вагона вместе с расстоянием от буферного бруса

до оси сцепления автосцепок;

—радиус кривей;
2)	смещение продольной оси автосцепки вследствие зазоров в ходо-
вых частях.

Приближённая оценка этого смещения определяется формулой

е . ,
Уз = I у + У1 + У*

1з 4“ а

1з

(464)

где — — наибольший зазор между головкой рельса и гребнем колеса;

Ух— наибольшие зазоры между подшипником и буртиком шейки,
вкладышем и подшипником, корпусом буксы и вкладышем, а
также буксовой направляющей и пазом корпуса буксы, изме-
ренные нормально к продольной оси вагона;

у2 — наибольшее перемещение надрессорной балки в направлении,
перпендикулярном продольной оси вагона (для нетележечных
вагонов у2 = 0);

13 и а — имеют прежнее значение.

Величина зазора между головкой рельса и гребнем колеса:

е s — d
~2~

где s — ширина колеи в кривой (определяется § 31 ПТЭ);

d — расстояние между наружными гранями изношенных гребней при
узкой насадке колёс.

Кроме отклонения корпуса автосцепки от оси пути (ук и у3), воз-
можно также его смещение от оси вагона, которое определяется приведён-
ной выше формулой

уа = тр = ftp sin ф.	(465)

Для определения возможности автоматического сцепления в эту фор-
мулу вместо Ьр следует подставить расстояние от плоскости зацепления
автосцепки до буферного бруса (обычно 610 мм).

Однако благодаря центрирующему прибору величина смещения уа
у автосцепки в свободном (несцепленном) состоянии близка нулю. Поэтому
полное отклонение корпуса автосцепки может быть определено, как сумма
Ук и у3, т. е.

У'- = Ук + Уз-	(466)

Для обеспечения автоматического сцепления вагонов необходимо,
чтобы суммарное смещение корпуса автосцепки у* было меньше величины
захвата сцепления, равной 175 мм.

При определении размеров окна в буферном брусе и розетке, а также воз-
можности автоматического сцепления следует учитывать, что наименее выгод-
ным расположением вагонов является такое, когда один из них находится на
кривой минимального радиуса, а второй — на прямом участке пути.

Такое же расположение вагонов принимается и при определении
необходимого диаметра буферной тарелки, причём
наибольшее смещение буфера может быть вычислено по формуле (466).

Положение оси автосцепки в вертикальной
плоскости определяется ГОСТ 3475-46. Согласно этим требованиям вы-
сота продольной оси автосцепки от плоскости головок рельсов должна быть
в пределах, указанных в табл. 42.
Высота продольной оси автосцепки

Таблица 42

Наименование подвижного состава	Для подвижного состава		
	порожнего нового		гружёного изношенного
	макс.	|	мин.	мин.
	мм		
Вагоны грузовые 		1 080	1 040	950'
» пассажирские 		1 080	1 040	980-
Тендеры 		1 090	1 060	980
Локомотивы 		1 070	1 040	980>

Примечание. При проектировании нового подвижного соста ва номи-
нальный размер высоты автосцепки рекомендуется принимать равным полусумм#
максимальной и минимальной высот, указанных в таблице.

Продольная ось корпуса автосцепки должна быть расположена горизон-
тально. Отклонение головы автосцепки от горизонтального положения, опре-

Фиг. 338. Установочные размеры автосцепки

деляемое разностью высот в точ-
ках а и б (фиг. 338), не должно
превышать 10 мм вверх и 3 мм
вниз (ГОСТ 3475-46).

§ 419 ПТЭ устанавливает
наибольшую разность высот
продольных осей автосцепок в
поезде, равную 100 мм.

Относительное изменение
положения продольных осей
автосцепок у двух рядом стоя-
щих вагонов обусловливается
следующими причинами:

1)	износом поверхности ка-
тания колеса;

2)	разницей диаметров ко-
лёсных пар, подкатываемых под
кузов одного вагона;

3)	износом осевой шейки;

4)	износом подшипника,,
вкладыша, корпуса буксы, под-
пятника и пятника;

5)	различным загружением рядом стоящих вагонов.

Например, для двух рядом стоящих платформ грузоподъёмностью 60 т>
из которых одна порожняя и новая, а другая гружёная с наибольшим износом
ходовых частей, разность расстояний от плоскости головок рельсов до про-
дольных осей автосцепок может составить:

Износ поверхности катания колёс........................ 75—25=50	мм

» осевых шеек..................................  0,5	(145—125)= 10 мм

в подшипников, вкладышей, подпятника и пятника	6 мм

Прогиб под грузом....................     0,25-60=15	мм

Итого................. 81	мм

Подсчитанная разница в положении продольных осей автосцепок может
возрасти при наличии просадки рессор. Кроме того, возможно наклонное
положение (продольный перекос) рамы вагона. На фиг. 339 показано положе-
ние осей автосцепок соседних вагонов.

С учётом продольного перекоса полная разница в высотах продольных
осей автосцепок рядом стоящих вагонов составит

Ai = Л + 2 у- а, (467)

где й— разница в высо-
тах пятников те-
лежек (или точек
рамы над край-
ними осями не-
тележечных ваго-

Фиг. 339. Положение осей автосцепок соседних
вагонов

нов) при горизонтальных рамах соседних вагонов;

Дй— величина продольного перекоса;

La — длина вагона по осям сцепления автосцепок;

а — длина консоли вагона вместе с расстоянием от буферного бруса
до оси сцепления автосцепок.

В рассматриваемом примере при продольном перекосе каждого вагона
Дй = 25 мм полная разница в высотах продольных осей автосцепок достигает

йх = 81 + 2 . . .г-л- • 2 450 = 89,6 мм.

1	14 194

Таким образом, несмотря на принятое наиболее неблагоприятное сочета-
ние вагонов подсчитанная разница высот продольных осей автосцепок не
выходит за пределы допускаемых 100 мм.

При сцеплении разнотипных вагонов может получиться расхождение
в положении продольных осей автосцепок и большее, чем в разобранном
примере для двух однотипных платформ. Однако практически требование
§ 419 ПТЭ не вызывает серьёзных затруднений при формировании поездов.

20.	ПРИЧИНЫ САМОРАСЦЕПОВ АВТОСЦЕПОК И МЕРОПРИЯТИЯ
ПО ИХ ПРЕДОТВРАЩЕНИЮ

Во время движения поезда под действием тягового усилия и сил, обуслов-
ленных колебаниями кузовов на рессорах, в сцепленных автосцепках возни-
кают усилия, стремящиеся переместить замки (или один из них) внутрь карма-
нов. Для предупреждения такого перемещения замка в конструкции автосцеп-
ки СА-3 предусмотрен предохранитель от саморасцепа. Однако при некоторых
условиях оказывается возможным перемещение замка внутрь кармана, т. е.
самопроизвольное расцепление вагонов.

К таким условиям саморасцепа относятся:

1)	излом или изгиб верхнего плеча собачки, когда оно не может упирать-
ся в противовес замкодержателя;

2)	излом или изгиб противовеса замкодержателя, когда отсутствует упор
для торца верхнего плеча собачки;

3)	износ упорной поверхности противовеса замкодержателя или торца
верхнего плеча собачки, когда не обеспечивается надёжный упор собачки
в противовес;

4)	излом или изгиб полочки для собачки, вследствие чего верхнее плечо
собачки располагается ниже упорной поверхности противовеса замкодержа-
теля;

5)	высокое расположение полочки, когда верхнее плечо собачки распола-
гается над противовесом;

6)	излом цилиндрического прилива (шипа) на замке для навешивания собач-
ки, вследствие чего не обеспечивается правильное положение собачки
7)	износ кромки овального отверстия замкодержателя, износ или низкое
(относительно полочки) расположение шипа для навешивания замкодержателя,
когда упорная поверхность противовеса оказывается ниже торца верхнего
плеча собачки;

8)	излом или малая длина шипа для навешивания замкодержателя, что
наряду с износом этого шипа и кромки овального отверстия замкодержателя
способствует сползанию замкодержателя с шипа и неправильному положению
противовеса по отношению к собачке;

9)	износ тяговых поверхностей большого и малого зубьев и ударной по-
верхности малого зуба корпусов автосцепок, когда лапа замкодержателя выхо-
дит в зев настолько, что упорная поверхность противовеса оказывается распо-
ложенной ниже торца верхнего плеча собачки;

10)	заедание валика подъёмника, когда широкий палец подъёмника на-
жимает на нижнее плечо собачки, вследствие чего торец верхнего плеча собач-
ки оказывается выше противовеса замкодержателя;

11)	короткая цепь расцепного привода, когда возможно её такое самопро-
извольное натяжение, при котором поворачивается валик подъёмника и,
следовательно, поднимается верхнее плечо собачки.

Помимо самопроизвольного расцепления автосцепок из-за ненормального
действия предохранителя от саморасцепа возможно также расцепление вагонов
вследствие других причин.

К таким причинам могут быть отнесены:

1)	износ замка, когда его толщина не обеспечивает надёжного сцепления;

2)	увеличенная ширина зева, не гарантирующая надёжного сцепления;

3)	превышение допустимой разности высот продольных осей автосцепок
у сцепленных вагонов;

4)	излом или утеря клина тягового хомута;

5)	излом корпуса автосцепки.

Поданным статистики за 1950—1951 гг. саморасцепы автосцепок происхо-
дят вследствие:

Излома или изгиба собачки...............26,9%

Излома или изгиба замкодержателя........22,3%

Излома полочки ......................... 5,6%

Излома шипа для замкодержателя ......... 5,4%

Износа большого и малого зубьев......... 4,3%

Износа остальных деталей ............... 5,4%

Короткой цепи расцепленного привода	....	3,3%

Неисправности замка ...... ............. 5,5%

Расширения зева ......................   1,4%

Большой разности высот продельных осей авто-
сцепок .................................. 4,1%

Неполного сцепления .................... 3,5%

Прочих причин.......................... 14,3%

Ликвидация саморасцепов автосцепок	является	одной из важных задач

обеспечения безопасности движения поездов. Решение этой задачи обеспе-
чивается своевременным выявлением, устранением и предупреждением неис-
правностей, ведущих к саморасцепу автосцепок.

В поезде у сцепленных автосцепок проверка исправности предохранителя
от саморасцепа производится ломиком, например, по методу Н. С. Коржева.
Ломик концом, оттянутым на клин, вводится сверху, располагаясь между
стенкой зева автосцепки и замком сцепленной с ней другой автосцепки
(фиг. 340). При покачивании ломик нажимает на замок, стремясь переместить
его внутрь кармана. Если предохранитель от саморасцепа исправен, то замок
сохраняет своё нижнее положение; при неисправном предохранителе замок
поднимается вверх и уходит внутрь кармана.

Описанный способ проверки предохранителя от саморасцепа применяется
при сжатом (ненатянутом) состоянии автосцепок, когда замки имеют свободу
качания (не зажаты). Следовательно, при этом неполностью выявляются неис-
правности предохранителя от саморасцепа, так как у натянутых автосцепок
создаются более невыгодные условия расположения замкодержателей: бдль-
ший выход лап и соответственно большее опускание противовесов, чем у сжатых,
автосцепок. Тем не менее, метод т. Кор.жева заслуживает широкого распростра-
нения, поскольку он обеспечивает простыми средствами предупреждение мно-
гих случаев саморас-
цепления вагонов.

У несцепленных ав-
тосцепок в эксплуатации
исправность предохра-
нителя от саморасцепа
проверяется комбиниро-
ванным шаблоном (фиг.
341), а при плановых
видах ремонта — специ-
альным шаблоном с вы-
резами 27 и 35 мм.

При проверке пре-

лохранителя от еамора- <»" 3«. Пр»..р«ао=р=, ст
сцепа комбинированный
шаблон, предложенный
инструктором по автосцепке Т. Ф. Холодовым, устанавливают так,,
чтобы он своим угольником прижимался к тяговой поверхности большого
зуба, а ребром под прямым углом— к лапе замкодержателя (фиг. 342,а). Со-
храняя указанное положение шаблона, нажимают рукой на замок. Если при
этом замок не уходит внутрь кармана, то предохранитель от саморасцепа ис-
правен: торец верхнего плеча собачки упирается в противовес замкодержателя
и тем самым препятствует перемещению замка.

При этой проверке шаблоном искусственно создаётся такое же положение
деталей механизма, как и в эксплуатации у сцепленных автосцепок: шаблон

Фиг. 341. Комбинированный шаблон, предло-
женный Холодовым:
/—основание; 2—угольник; 3—заклёпка

заменяет изношенный до допусти-
мых пределов малый зуб второй
автосцепки, нажимающий на лапу
замкодержателя первой автосцеп-
ки и тем самым поднимающий
противовес замкодержателя, т. е.
включающий предохранитель от
саморасцепа. С помощью шаблона
создаётся наиболее невыгодное по-
ложение предохранителя от само-
расцепа: противовес замкодержа-
теля опущен, поскольку его лапа,
выходит из кармана, как при рас-
тянутом состоянии автосцепок и
наличии износов их контура за-
цепления.

Шаблоном с вырезами 27 и 35 мм
контролируется надёжное сохране-

ние включения (27 лш) или выключения (35 мм) предохранителя от саморасцепа.
При самом неблагоприятном сочетании допусков на размеры и износы деталей
автосцепки выход лапы в зев на 27 мм означает гарантированное зацепление
верхнего торца собачки с упорной поверхностью противовеса замкодержателя.
Выключение предохранителя от саморасцепа, гарантируемое выходом лапы зам-
кодержателя в зев на 35 мм, необходимо для обеспечения процесса сцепления
автосцепок (возможность перемещения верхнего плеча собачки над противо-
весом замкодержателя).

После обнаружения с помощью одной из описанных проверок неисправно-
сти предохранителя от саморасцепа устанавливают причину, обусловливающую-
эту неисправность (излом противовеса замкодержателя, изгиб собачки, излом
Фиг. 342. Проверка
автосцепки с помощью
комбинированного шаб-
лона:

а—проверка предохраните-
ля от саморасцепа; б—про-
верка толщины аамка;
в — проверка ширины зева;
г-проверка износа тяговой
поверхности большого зуба
и ударной поверхности зе-
ва; О -проверка износа ма-
лого зуба

Зазор

о

бЗдоазн

ШаблЬн не проходит-
сбтосцепка годна

шаблон прсходшп-
аотосиепка годна

Шаблон проходит-
адтосцепка не годна

шаблон проходит-
адтосцепка негодна

Шаблон не проходит-
адтосиепка годна

Шаблон не проходит-
адтосиепка годна
полочки для собачки и др.), и затем путём ремонта или замены деталей авто-
сцепного устройства ликвидируют эту причину.

Комбинированный шаблон используется также для проверки в эксплуата-
ции толщины замка, ширины зева, износов большого и малого зубьев, как по-
казано на фиг. 342, б, в, г и д.

В эксплуатацию не допускаются автосцепки, у которых замок по всей ра-
бочей поверхности тоньше выреза в шаблоне (см. левый эскиз фиг. 342,6).
Проверки ширины зева (фиг. 342,в), изношенности тяговой поверхности боль-
шого зуба и ударной поверхности зева (фиг. 342,г) и изношенности малого зуба
(фиг. 342,6) производятся на расстоянии 80 мм вверх и вниз от продольной оси
автосцепки.

Малая толщина перемычки облегчает образование изломов хвостовика кор-
пуса автосцепки. Поскольку изломы хвостовиков чаще появляются в корпусах
автосцепки конструкции 1935 г., при их ремонте ставятся специальные уси-
лители.

Фиг. 343. Площадь зацепления между рабочими поверхностями замков:
а—при расположении осей автосцепок на одном уровне и номинальных размерах деталей;
б—при взаимном смещении продольных осей автосцепок на 100 мм и отходах замков на 20 мм
от кромок малых зубьев

Превышение допустимой § 419 ПТЭ разности высот продольных осей авто-
сцепок (100 мм) у сцепленных вагонов может привести к самопроизвольному
их расцеплению при движении поезда по переломному профилю пути и значи-
тельных амплитудах колебаний галопирования и подпрыгивания кузовов, осо-
бенно при больших консолях вагонов. Превышение допустимой разности вы-
сот продольных осей автосцепок приводит также к саморасцепу при значитель-
ных отходах замков от кромок малых зубьев.

На фиг. 343 изображена площадь зацепления замков автосцепок в растяну-
том состоянии. Если автосцепки имеют детали с номинальными размерами и
их продольные оси расположены на одном уровне, то площадь зацепления
(заштрихованная площадка) составляет 78 см2. При разности высот продольных
осей автосцепок 100 мм и отходе обоих замков от кромок своих малых зубьев
на 20 мм площадь зацепления уменьшается до 2 см2.

Проверка разности высот продольных осей автосцепок осуществляется
комбинированным шаблоном, предложенным Холодовым (фиг. 344). При этой
проверке шаблоном контролируется расстояние между нижними кромками
замков сцепленных автосцепок. Не следует определять разность высот продоль-
ных осей автосцепок по верхним кромкам их корпусов, так как в этом случае
могут быть допущены ошибки (на 15 мм) из-за различия размеров корпусов
автосцепок конструкции 1935 и 1938 гг.

Расположение клина внутри тягового хомута затрудняет обнаружение
излома клина. При осмотре вагонов об изломе клина судят по ряду признаков:
перекос клина, изгиб болта, поддерживающего клин, и др.

Утеря клина является следствием нарушения типового крепления клина.
Этот дефект чаще проявляется у тяговых хомутов конструкции 1935 г.
Обнаруживаемые при осмотре автосцепного устройства неисправности
устраняются при ремонте вагонов. Наряду с этим принимаются меры по преду-
преждению возникновения подобных неисправностей. К числу таких мер от-
носятся описанные выше усиление корпуса автосцепки в конструкции 1938 г.,
конструктивные изменения 1945 г. корпуса, замка, замкодержателя, собачки
и валика подъёмника, а также видоизменения тягового хомута.

Для предупреждения саморасцепов автосцепок осуществлены и конструк-
тивные изменения 1950 г. Важнейшими из них являются следующие.

Увеличена на 5 мм ширина полочки для собачки и удлинено на 3 мм
верхнее плечо собачки. Этим предупреждается сползание верхнего плеча
собачки с полочки и расположение его против или под полочкой, приводящее
к повреждению собачки или полочки при сжатии автосцепок.

Высота полочки уменьшена на 2 мм и в нижней её части срезана фаска;
кроме того, уменьшена ширина нижнего плеча собачки в месте наибольшего
приближения его к полочке. Эти изменения предусмотрены для предупрежде-
ния удара нижним плечом собачки по полочке и повреждения соударяемых
деталей при сжатии расцепленных автосцепок.

Фиг. 344. Проверка разности высот автосцепок комбинированным
шаблоном, предложенным Холодовым

Удлинение верхнего плеча собачки обусловило удлинение плеча противо-
веса замкодержателя и повышение на 1 мм упорной поверхности для обеспе-
чения надёжного действия предохранителя от саморасцепа.

Толщина противовеса замкодержателя увеличена на 2 мм, в результате
чего увеличивается надёжность зацепления упорной поверхности противовеса
с торцом верхнего плеча собачки. Толщина стенки замкодержателя также уве-
личена на 2 мм, что уменьшает возможность его изгиба и излома, упрощает
отливку и обеспечивает более надёжное положение замкодержателя на шипе.

Увеличение надёжности действия предохранителя от саморасцепа до-
стигается также увеличением на 2 мм толщины верхнего плеча собачки. Для
ограничения поперечного смещения собачки и для улучшения зацепления её
нижнего плеча с подъёмником на стенке замка предусмотрен специальный ду-
гообразный прилив толщиной 3 мм.

Очертание концевой части (со стороны сигнального отростка) овального
выреза замка несколько расширено в вертикальном направлении, что способст-
вует надёжности опирания замка на перемычку малого зуба.

Для предотвращения удара направляющей поверхности большого зуба
смежной автосцепки по балансиру валика подъёмника увеличена фаска на ба-
лансире; при этом вес балансира не уменьшается вследствие увеличения его
толщины на 2 мм.

Ушко для цепи расцепного привода несколько отодвинуто наружу для
предотвращения защемления звена цепи между ушком балансира валика подъ-
ёмника и корпусом автосцепки; такое защемление цепи мешает расцеплению
автосцепок. Цилиндрическая часть стержня валика подъёмника удлинена на
4 мм для обеспечения более надёжного опирания замка; тем самым в боль-
шей мере предупреждается сползание верхнего плеча собачки с полочки.
Для предотвращения удара по буртику уха направляющей поверхности
большого зуба смежной автосцепки при сжатии сцепленных вагонов предусмот-
рено смещение уха на 5 мм (по направлению к хвостовику корпуса).

Важным средством ликвидации саморасцепов автосцепок является также
совершенствование технологии изготовления, осмотра и ремонта автосцеп-
ного устройства вагонов.

21.	УСИЛИЯ, ВОЗНИКАЮЩИЕ В УДАРНО-ТЯГОВЫХ ПРИБОРАХ

1.	Общие сведения

Все режимы движения поезда можно разделить на две группы:

а)	установившиеся, или стационарные;

б)	неустановившиеся, или переходные.

К стационарным режимам относятся равномерное или ускоренное (за-
медленное) движение поезда под действием постоянных или медленно изменяющихся
сил. Эти режимы устанавливаются в поезде в процессе его движения. При стационар-
ных режимах усилия, возникающие в упряжных приборах, определяются только при-
ложенными внешними силами и не зависят от начальных условий.

К переходным режимам относятся трогание поезда с места, экстренное
его торможение, действие на поезд сил малой продолжительности, движение длинного
тяжёлого поезда по переломному продольному профилю пути, различные условия
манёвров и т. п. При этих режимах в системе получаются дополнительные возмущения
вследствие добавочных перемещений вагонов. Усилия, возникающие в этих случаях
в упряжных приборах, зависят не только от приложения внешних сил, но и от на-
чальных условий.

Величины этих усилий колеблются около их значений, соответствующих устано-
вившемуся режиму движения. Колебания усилий под влиянием различных сопротивле-
ний относительным перемещениям вагонов постепенно затухают и в поезде устанавли-
вается стационарный режим движения.

2,	Определение усилий, действующих на вагоны, при установившихся
режимах движения поездов

Рассмотрим поезд, составленный из п вагонов, соединённых между собой разрез-
ной упряжью или автосцепкой, с локомотивом в голове. Обозначим вес локомотива
через Ро, а веса вагонов через Plt Р2, . . ., Р/, . . Рп. Нумерацию вагонов произве-
дём, начиная с первого от локомотива.

а) Положим, что под действием медленно изменяющейся касательной силы тяги
локомотива, равной FK, и сопротивлений движению Рошо (сопротивление движению
локомотива) и PiWlt P2w2, • ••» Ptwb • • •» Pnwn (сопротивление движению вагонов),
поезд движется с ускорением vf. Усилия Ткк+1 в упряжных приборах, соединяющих
вагоны с номерами к и к + 1, определим, составив уравнение движения группы ваго-
нов с номерами от к+1 до п (части поезда от рассматриваемого сечения до хвоста):

п	п

v' 2 ?=7^+i- Т p‘w-‘>	<468)

*=я + 1	:=к + 1

откуда
п	п

тк. «+1=7 SPi + 2PiWi	(4б9)

/=к+1	:=к+1

Первое слагаемое в этой формуле есть сила инерции рассматриваемой части
поезда, а второе — её сопротивление движению.

Ускорение v' найдём из уравнения движения всего поезда

(470)

следовательно,

п

(471)
Обозначив коэффициент перед g во втором слагаемом через шср (средневзвешенное
удельное сопротивление поезда движению) и принимая во внимание, что знаменатель
первого слагаемого равен весу поезда Ро + Р, где Р— вес состава, получим

, ( FK \

v ~ \Р0 + Р ~ WcP) 8'

Подставив это выражение v' в формулу (469), найдём:

^,<+1 = (рп + Р -^) S pi+ S р1™1-	(472)

40	7 /—/с-Fl	Z=k + 1

Наибольшее усилие получится в упряжном приборе, соединяющем локомотив
с первым вагоном

Обозначив отношение веса локомотива к весу состава через а и принимая во вни-
мание, что
п

0>ср Р = W9 Р9 + 2 pi wi — WCP Ро>

i =1

получим

Г0,1 = ГТа +	~	Р°-

(473)

Из полученной формулы видно, что сопротивление движению на однородном
профиле не влияет существенно на величину То>1. При wcp = ш0

„ F*

го,1 ~1 + а-

б) Положим, что поезд движется с ускорением (замедлением) и' под действием
рассмотренных выше сопротивлений движению и медленно изменяющихся тормозных
сил: Р060 (сила, тормозящая локомотив), РгЬи Р2Ь2, ..., Р[Ьь ..., Рп Ьп (силы, тормо-
зящие вагоны). Усилия в упряжных приборах можно определить тем же методом, как
в пункте «а».

Уравнения движения группы вагонов с номерами от к + 1 до п и всего поезда
в этом случае имеют вид:

п	п

v' S 7 = Т«.«+1- S p^b‘+w^	(474)

Z=k+1
п	п

V' 2g' = - У Р‘ (^ +	(475)

1=0	х=0

Определив из уравнения (475) величину v' и подсчитав её значение по уравне-
нию (474), получим после простых преобразований

7’«,«+1=-(&^+^) S Pi+ S +«’<)>	(476)

1=к + \ i=zc + l

где через Ьср обозначена средневзвешенная удельная тормозная сила поезда

b

В случае торможения в зависимости от значений bQ, Ь1г ... усилия в различных
упряжных приборах поезда могут быть как сжимающими, так и растягивающими.

8. Определение усилий при переходных режимах движения поездов

Определение усилий в упряжных приборах при переходных режимах движения
поездов представляет значительно ббльшие трудности. Эти вопросы разработаны ещё
далеко неполностью.
Основное направление теоретических исследований в этой области указано зна-
менитым русским механиком профессором Н. Е. Жуковским. Дальнейшие исследования
выполнены советскими учёными А. М. Годыцким-Цвирко, С. А. Богомоловым, А. У Га-
леевым, С. А. Гельфером, Т. Л. Городецкой, С. В. Вершинским, В. А. Лазаряном,
Б. Д. Лапкиным, А. И. Михалевским, Л. Н. Никольским, М. М. Протодьяконовым,
Ф. В. Флоринским и др.

4.	Трогание поезда с места

а)	Сквозная упряжь. Определение усилий в упряжных приборах
при трогании с места поезда, составленного из вагонов одинакового веса и соединён-
ных сквозной упряжью, выполнено Н. Е. Жуковским1. Им рассмотрены случаи трога-
ния при натянутых и провисших стяжках. В обоих случаях Н. Е. Жуковский считал,
что сила тяги локомотива нарастает мгновенно до значения FK и далее остаётся по-
стоянной.

Если перед троганием с места стяжки не провисали, то при сквозной упряжи все
вагоны тронутся с места одновременно. Рассмотрев колебания, возникающие при вне-
запном приложении силы FK , Н. Е. Жуковский получил следующую формулу для
определения наибольшего усилия Ттах в упряжном аппарате, соединяющем локомотив
с составом

Ггоах=2ГкГра,	(477)

где через а обозначено отношение веса PQ локомотива к весу Р состава. Таким обра-
зом, Ттах равно удвоенному значению То j при установившемся режиме движения
поезда (при wCp = wQ). Если а мало, то Tmax » 2Fк .

Если стяжки перед троганием с места провисают так, что вагоны могут свободно
перемещаться относительно друг друга на величину е, поезд придёт в движение после
ряда последовательных толчков. Рассмотрев удары, получающиеся при последователь-
ном трогании вагонов с места, Н. Е. Жуковский показал, что усилие, возникающее
в упряжном приборе, соединяющем вагоны с порядковыми номерами к и к+1, считая
номера вагонов от локомотива, равно:

_	Рв^ + К„) т/^Р' + кР', , „	~

тк, /с-ы - р0-|- (К + 1)рв У рв (k+1)xsFk,	(478)

где Рв — вес вагона,

Ро — вес локомотива,

ж— жёсткость пружин упряжи,

Кв — коэффициент восстановления при ударе.

При достаточно большом значении к, пренебрегая величиной 2Р0, по сравнению
с кРв, и приближённо считая, что к » к-|-1, получим

Г«,я+1 = (1 + Кв)У^ТР;.	(479)

Как следует из формул (478) и (479), усилия в упряжных приборах уменьшаются
при уменьшении е, поэтому стяжки следует свинчивать как можно туже. Если вагоны
имеют различный вес, то усилия в упряжных приборах могут сильно возрасти. Ещё
худшим является случай, когда сжата только головная часть поезда, а хвостовая
растянута. В этом случае все вагоны, расположенные в растянутой части состава,
следует принимать за один сосредоточенный груз веса Р', равного весу всех этих
вагонов, а за жёсткость ж — сумму жёсткостей всех пружин в растянутой части со-
става. Усилие в упряжи в этом случае сильно возрастёт.

Из изложенного следует, что при неразрезной упряжи нужно трогать с места
состав очень осторожно или при всех растянутых, или при всех провисших стяжках.

б)	Разрезная упряжь и автосцепка. При трогании с места поезда
на разрезной упряжи в случае резкого нарастания силы тяги локомотива, например,
когда эта сила мгновенно достигает значения FK и далее остаётся постоянной, в поез-
де возникают продольные колебания вагонов.

Усилия в упряжных приборах при этом колеблются около их значений, соответ-
ствующих установившемуся режиму движения поезда. Колебания системы вследствие
различных сопротивлений относительным перемещениям вагонов постепенно затухают
и через некоторый промежуток времени устанавливается стационарный режим дви-
жения поезда.

Рассматривая трогание поезда с места в этом случае, Н. Е. Жуковский 2 для
исследования возникающих колебаний в поезде, составленном из однотипных и одина-
ково нагруженных вагонов (однородном), предложил две расчётные схемы: 1) поезд
считается упругим^стержнем (состав) с грузом на одном из концов (локомотив), 2) поезд
считается системой твёрдых тел, соединённых упругими связями.

1 Н. Е. Жуковский. Собрание сочинений, т. VIII.

2 Там же.
Для определения усилий в упряжных приборах по первой расчётной схеме (со-
став— упругий стержень) необходимо решить волновое уравнение при заданных гра-
ничных и начальных условиях. Определение усилий по второй расчётной схеме тре-
бует решения системы линейных дифференциальных уравнений второго порядка, в ко-
торой число уравнений на единицу меньше числа экипажей в поезде. При числе ваго-
нов в составе, равном или большем восьми, результаты, получаемые по обеим схемам,

Фиг. 345. График нагрузки и
разгрузки поглощающего ап*
парата автосцепки

/12 =

практически совпадают Ч

В случае, когда вагоны соединены автосцепкой,
сопротивления их относительным перемещениям вслед-
ствие наличия поглощающих аппаратов увеличивают-
ся. Поглощающие аппараты конструируются так, что
в них сила трения пропорциональна относительному
перемещению вагонов. Колебания системы с одной
степенью свободы при сопротивлении, пропорциональ-
ном перемещению, исследовал М. И. Бать 1 2. Он по-
казал, что амплитуды колебаний в этом случае убы-
вают в геометрической прогрессии, т. е. по тому же
закону, что и в случае сопротивления движению,
пропорционального скорости. Аналитическое реше-
ние задачи при сопротивлениях колебаниям, пропор-
циональным скорости, гораздо проще, поэтому Бать
предложил заменить систему с сопротивлением, про-
порциональным перемещению, системой с надлежащим
образом подобранным сопротивлением, пропорциональ-
ным скорости. Коэффициент h затухания колебаний

подбирается так, чтобы затухание в
было одинаковым. Из этого условия
дующая формула

обеих системах
получается сле-

4

(480)

2

где ж1 и ж2— жёсткости системы соответственно при увеличении и
ремещений;

уменьшении пе-

v—частота собственных (без затуханий) колебаний системы, равная

V] -|- ^2 Ж1 + ж1. жср
м2 = ------ = ------- = --— •

2	2т т ’

т— масса колеблющегося груза.

Результаты, полученные М. И. Батем, можно распространить на системы с лю-
бым конечным или бесконечно большим числом степеней свободы. Рассматривая состав
как стержень (система с бесконечно большим числом степеней свободы) и полагая, что
жёсткость его при удлинении равна жг, а при укорочении соответственно ж2, так что
при деформации стержня образуется петля гистерезиса такого вида, как график на-
грузки и разгрузки поглощающего аппарата (фиг. 345), можно заменить исследование
колебаний такой системы с гистерезисом исследованием колебаний системы с сопро-
тивлениями, пропорциональными скоростям деформации стержня.

Приведённые жёсткости при удлинении и укорочении состава равны:

Т21г	Т21г

жг =	и ж2 = -2^“ ,

где Т2 — сила, соответствующая ходу х аппарата при нагрузке;

Г 2— сила, при которой начинается отдача аппарата при ходе х;

1г — длина вагона.

Количество энергии т), необратимо поглощаемой вследствие трения в поглощаю-
щих аппаратах, равно

OJ/» — - ОХ/’

Лги j *Ztv 2

“ жг

100%.

В табл. 43 приводятся
личных значениях т) в %.

значения коэффициентов p-j [см. формулу (480)] при раз-

1 Т. Л. Городецкая. Труды ДИИТ, вып. XXI, 1951.

2 М. И. Бать. Прикладная математика и механика, т. IV, вып. III, 1940,
Таблица 43

Значения коэффициентов

V] в %	0	10	20	30	40	50	60	70	80	90	100
Iх!	0	0,034	0,072	0,117	0,162	0,219	0,292	0,378	0,497	0,663	2

Заметим, что когда г, = 100%
и, следовательно ^=2, движение
системы становится апериодиче-
ским.

Определим положение сече-
ния стержня координатой s, от-
считанной от его свободного кон-
ца. Перемещения и сечений стерж-
ди
ня, скорости сечений и уси-
лия Т зависят от положения се-
чения и от времени t:

ди ди (s, t)

« = «(s, /);	= —л— ;

т = T(s, /).

Решив задачу о движении
такой системы при действии на
локомотив силы тяги, мгновенно
нарастающей до значения FK и
далее остающейся постоянной,
получим1

Г(я, O = F^(s, /),	(481)

где через Е (s, t) обозначена вели-
чина

_	1 s

С (S> Ч	+ а ‘ ~1 +

оо . л ^ms

+± V Ш mSin I	e-hmt

а J	(2^/n sin 2

т = \

Фиг. 346. Графики изменения усилий в четырёх
сечениях поезда

(	^ТП

X COS ^mt—— sin^

В этом выражении:

/ — длина стержня (длина состава);

а — отношение веса Ро локомотива к весу Р состава;

Кт— собственные числа задачи — корни уравнений tg X =—аХ;

hm — коэффициенты затухания колебания, равные hm = Ут;

— частоты собственных свободных (без затухания) колебаний систе-
а
мы, равные	—;

а = '|/Г’“~ — скорость^распространения волны упругой деформации вдоль со-
става;

*г р — масса единицы длины состава;

(Dm — частота затухания колебаний:

Значения £ (s, t) приведены в указанной работе.

На фиг. 346 изображены графики изменения усилий при Р4 = 0 (пунктир) и при
Pi = 0,292 (сплошные линии) в четырёх сечениях поезда.

1 В. А. Л а з а р я н. Труды ДИИТ, вып. XX, 1950.
При увеличении te 771 —>0. Практически при	второе слагаемое в выра-

жении £ (s, t) обращается в нуль. Это означает, что устанавливается стационарный ре-
жим движения поезда, при котором усилия в упряжных приборах равны

FK s

T(s, Z)=n^.T.

Если положить = 0, т. е. жг = ж2, то получится упругий стержень. В этом
случае hm = 0, ^m = vm и, следовательно:

оо	• 1	• ^mS

1 S 4 V sinX-sinT

«(*, 0 = ТТ7 • Т~Т 2j Am(2AOT-Sin2Am) C0SVmZ-
m = l

Ряд, входящий в выражение £ (s, t), в этом случае можно просуммировать и полу-
чить решение в замкнутой форме. Усилие в аппарате, соединяющем локомотив с пер-
вым вагоном, для промежутка времени 0</< —~ , можно представить в виде

/ —\

Т (I, 0 {для at =	=	al ) .	(482)

4 Ъ	6)

Фиг. 347. Характер изменения силы тяги локо-
мотива:

а—монотонное увеличение; б-немонотонное увеличение

Очевидно, что усилия, получающиеся при р- = 0, представляют собой верхние и
нижние границы усилий, получающихся при pj ф 0, т. е. усилия, вычисляемые в сече-
ниях упругого стержня, представляют собой наибольшие и наименьшие значения уси-
лий, которые могут возникать в упряжных приборах поездов.

Заметим, что при резком увеличении силы тяги локомотива во время движения
поезда процесс изменения усилий в составе протекает так же, как и в рассмотренном
случае, и для вычисления допол-
нительных усилий нужно пользо-
ваться теми же выражениями.

В ряде работ, опубликованных
в трудах Днепропетровского ин-
ститута инженеров транспорта х, и
в отдельной монографии1 2 рассмотре-
ны верхние и нижние границы уси-
лий, возникающих в упряжных при-
борах однородных поездов при раз-
личных переходных режимах их дви-
жения. Во всех этих исследованиях
поезд принимается за упругий стер-

жень с грузом народном из концов, а в случае тяги головным локомотивом и подталки-
вания—за упругий стержень с грузами на обоих концах. Эти исследования позволяют
сделать следующие заключения о значениях наибольших усилий при увеличении силы
тяги локомотива и при трогании поезда с места.

При монотонном увеличении силы тяги локомотива (фиг. 347, а) наибольшие усилия
в упряжных приборах обычно не превышают наибольшее значение силы тяги Тmax~Fк-
Исследования показывают, что влияние сопротивления движению всего поезда на ве-
личину усилий в упряжных приборах незначительно. Его можно оценить в худшем
случае добавлением 5% реализованной локомотивом силы тяги [см. формулу (473)].
При внезапном приложении постоянной силы Fк наибольшие значения усилий в упряж-
ных приборах распределяются по длине состава так, как показано на фиг. 348, а.
На всех графиках ординаты равны отношению усилия в упряжном приборе к наиболь-
шему значению Fк.

В случае немонотонного нарастания силы тяги локомотива (фиг. 347, б) усилия
в упряжных приборах зависят от того, в какой момент времени получается минималь-
ное значение этой силы. Если наименьшая величина силы тяги получается перед отра-
жением упругой волны деформаций от локомотива, то усилия в упряжных приборах,
особенно в средней трети состава, значительно возрастают. Распределение наиболь-
ших значений этих усилий по длине состава показано на фиг. 348, б.

Если поезд перед троганием с места был сжат, например, вследствие осаживания,
то при отсутствии зазоров в сцепке (пассажирские поезда) наибольшие усилия распре-
деляются по длине состава так, как показано на фиг. 348, в. Как видно из приведён-
ного графика, усилия в упряжных приборах в последней трети поезда значительно
увеличиваются. Предположено, что сила, которой был сжат состав, равна реализуе-
мой локомотивом силе тяги FK.

Если рассматривать поезд, вагоны которого оборудованы автосцепкой с погло-
щающими аппаратами, то наибольшие усилия, возникающие в упряжных приборах,
оказываются меньше приведённых выше.

1 В. А. Л а з а р я н. Труды ДИИТ, вып. XVI, 1945; вып. XIX, 1948.

2 В. А. Лазар ян. Исследование неустановившихся режимов движения поез-
дов. Трансжелдориздат, 1949.
На основании опытов ЦНИИ и НИБ по соударению вагонов и опытов ДИИТ по
измерению усилий при трогании с места пассажирских поездов можно считать, что
при усилиях меньше 12 т (когда работает только пружинная часть поглощающего
аппарата ЦНИИ Н6) т) = 10 4- 15% и = 0,034 -? 0,055, а при усилиях больше 12 т
т] = 35 4- 45% и = 0,14 4-0,20.

Если принять во внимание сопротивления относительным перемещениям вагонов
и считать p-i = 0,20, то при немонотонном нарастании силы тяги наибольшие усилия
в упряжных приборах распределяются по длине состава так, как показано на
фиг. 346 и 348.

Фиг. 348. Изменение усилий в упряжных приборах по длине состава

Наибольшие усилия, получающиеся при трогании с места предварительно сжато-
го пассажирского поезда, приведены в табл. 44.

Таблица 44

Наибольшие усилия при трогании с места предварительно
сжатого пассажирского поезда

Положение	Без учёта сопротивлений относитель- ным перемещениям вагонов p.i = 0				С учётом сопротивлений относительным			
					перемещениям		вагонов |А! = 0,2	
сечения	—0,25	4-=о,5	—= 0,75	-Т='	4~ = 0’25	4- = 0.5	~г8=0,75	
^тах FK  •^тах	1,72  2,30	1.63  2,55	Монотс  1,40  Немонот  2,20	энное уве.  1,15  онное увс  1,60	личение с  1 0,95  личение с  1,25	илЦ тяги  ‘.20  :илы тяги  1,70	1.20  1,75	1,05  1,34
FK								

Для практических вычислений и сравнений результатов удобно исходить из огра-
ничения силы тяги Fлокомотива по сцеплению при трогании с места. Коэффи-
циент сцепления ф^. вычисляемый по формуле ЦНИИ при v = 0, для пассажирских
паровозов с симметричной машиной равен 0,27, а для грузовых паровозов с симме-
тричной машиной 0,28*.

Как указывают А. М. Бабичков и В. Ф. Егорченко х, коэффициент сцепления при
трогании с места при благоприятных условиях может достигать значения 0,4, поэтому
для пассажирских паровозов

FK 0,4

= * 1-48;

* Технический справочник железнодорожника, т. 6, Трансжелдориздат, 1952.

1 А. М. Бабичков и В. Ф. Егорченко. Тяга поездов. Трансжелдор
издат, 1947.
для грузовых паровозов

FK 0,4
т;=-ож=1’43’ ^=1,43^.

Чтобы перейти от FK к Fn, нужно все коэффициенты, приведённые в табл. 44,
умножить на 1,48 для пассажирских и на 1,43 для грузовых паровозов. Однако сле-
дует иметь в виду, это коэффициент сцепления 0,4 может быть реализован при особо
благоприятных условиях, очевидно, только в случае монотонного нарастания силы
тяги. В случаях немонотонного увеличения силы тяги, которое получается вследствие
незначительных пробоксовок локомотива, максимальное значение этого коэффициента
равно 0,33*, поэтому при немонотонном нарастании силы тяги для пассажирских
паровозов FK = 1,22 Fn и для грузовых паровозов FK = 1,18 Fn.

Умножив наибольшее значение усилий при немонотонном увеличении силы тяги на
1,22, получим при = 0 верхнюю границу усилий в упряжных приборах пасса-
жирских поездов Ттах = 3,1 Fn, а при = 0,2 соответственно Tmax=2,2Fn. Коэффи-
циент fjtj может иметь значения меньше, чем 0,2, поэтому наибольшие динамические
усилия при трогании с места однородных пассажирских поездов лежат между верхней
границей усилия Ттах=3,1 и наибольшим усилием 7’тах при р,=0,2. Можно считать,
что наибольшее усилие при трогании пассажирского поезда составляет

^тах 2,6 ? п-

Наибольшие усилия в упряжном приборе, соединяющем локомотив с составом,
лежат в пределах

1,7£Л<Т(/, f)max<2,0Fn.

Опыты по измерению динамических усилий в упряжных приборах пассажирских
поездов хорошо подтверждают результаты теоретических исследований.

На основании полученных результатов можно найти растягивающее усилие, на
которое следует рассчитывать пассажирские вагоны. Положим, что поезд трогается
с места при тяге двумя паровозами серии Су . Сцепной вес паровоза серии Су -250 ра-
вен 54,6 т.

В худшем случае усилие, действующее на вагоны в опасном сечении поезда, со-
ставляет

Ттях = 2,6 - 54,6 - 0,27 - 2 = 76,6 т,

ТПаА

или, округлённо, 80 т.

Заметим, что такие большие усилия появляются в упряжных приборах поездов
редко. В большинстве случаев усилия близки к Fn. Поглощающие аппараты Ш-1-Т
для грузовых вагонов имеют гораздо менее стабильные характеристики, чем аппа-
раты ЦНИИ-Н6; поэтому без дополнительных, широко поставленных опытов в натуре,
трудно установить значение т] и для грузовых поездов. На основании исследо-
ваний Л. Н. Никольского по соударению вагонов (см. ниже) можно предположить,
что при трогании с места количество необратимо поглощённой энергии составляет не
более 50% и можно считать, что < 0,2.

В упряжных приборах грузовых вагонов имеются зазоры, вследствие чего при
трогании с места сжатого поезда вагоны могут свободно перемещаться относительно
друг друга на величину этих зазоров так, что поезд приходит в движение после
ряда толчков. Поэтому изложенная теория может применяться при трогании с места
грузовых поездов без осаживания. В этих случаях следует считать, что сила тяги на-
растает монотонно. Наибольшее усилие получается в упряжном аппарате, соединяю-
щем локомотив с первым вагоном, и составляет

Т(/, Г)тах= 1,5 Fn.

При двойной тяге наибольшие усилия могут достигать значений, указанных
в табл. 45.

Таблица 45

Наибольшие усилия при двойной тяге

Паровозы серий	ФД+ФД	ФД+СОК	ФД+ЭУ	сок +сок
Р (^»0щах в т		86,5	82,9	79,2	79,0

Усилия, приведённые в табл. 45, являются наибольшими возможными и могут
получаться в исключительных случаях. Опыты показывают, что при двойной тяге

♦А. М. Бабичков и В. Ф. Егорченко. Тяга поездов. Трансжелдор-
издат, 1947.
паровозами ФД Т (I, Отах не превышает 65 т, поэтому можно считать, что наиболь-
шее растягивающее усилие, действующее на грузовой вагон, при трогании с места
без ударов, равно 80 т.

Исследованием трогания с места сжатого грузового поезда занимался А. У. Г а-
леев1. Он рассмотрел ряд последовательных соударений вагонов, которые полу-
чаются в этом случае вследствие зазоров. А. У. Галеев принял во внимание удель-
ные сопротивления w1 локомотива и w вагонов движению и предварительную затяжку
sH поглощающих аппаратов. Формула для вычисления усилий между вагонами с но-
мерами /си/с+1, считая от локомотива, имеет вид

Рв 1 /	[Po + U+l)PeP 9

Тк, к+1 = ро+ (к |/	1	- 5Н В1 .	(483)

где

кч-1

2 Ро + к Рв , XI Ро + (к — 1)РД
R2 = Т9[(к + О------------- - 2 Т’о (к - 1) - ~ ~g------— ,

i •= 1

T<> = (.FK — PoWjt; Т'О = Р,Ш1.

В этих формулах:

Ро—вес локомотива;

Рв — вес вагона;

ж — жёсткость при сжатии двух последовательно включённых поглощающих
аппаратов;

е — суммарная величина зазоров;

g— ускорение силы тяжести.

Заметим, что эти усилия можно приближённо вычислять по формуле, получен-
ной Н. Е. Жуковским для случая трогания с места поезда на сквозной упряжи при
провисших стяжках. А. У. Галеев считает удары неупругими, т. е. принимает коэф-
фициент восстановления Кв = 0.

в) Смешанная упряжь. Согласно Правилам технической эксплуатации
(§ 391) в грузовых поездах вагоны с винтовой упряжью ставятся в хвостовую часть
состава.

Если состав был растянут, то в случае, когда сила тяги локомотива нарастает
мгновенно до значения FK и далее остаётся постоянной, усилия в упряжном приборе,
соединяющем головную часть поезда (имеющую вагоны с автосцепкой) с хвостовой
частью поезда, имеющей вагоны, оборудованные винтовой упряжью, следует вы-
числять по формуле (477):

т = 2 F* Г+7•

В данном случае а — отношение веса головной части поезда (веса локомотива и
всех вагонов с автосцепкой) к весу вагонов с винтовой упряжью. Обычно это уси-
лие меньше F к, так как в этом случае а обычно > 1.

Если состав был осажен так, что он весь сжат и все стяжки винтовой упряжи
провисли, усилия в стяжках следует определять по формуле (478). В этом случае
усилия в стяжках получаются гораздо большими, чем в предыдущем случае, и поезд
трудно тронуть с места без разрыва.

Особенно неблагоприятным является случай, когда часть поезда с автосцепкой
сжата и переходное приспособление (двухзвенная цепь) между автосцепкой частью со-
става и частью состава на винтовой упряжи провисло, а в части состава с винтовой
упряжью все стяжки натянуты. В этом случае усилие в двухзвенной цепи составляет

m	О + Кв) 1/*	+ Равт ,	, п .р	(ллл\

Т~ Рл+ Р авт + Р' Г Р' ( + ) Ж1рке>	<484>

где Р' — вес части состава с винтовой упряжью;

Равт — вес части состава с автосцепкой;

PQ — вес локомотива;

Кв — коэффициент восстановления при ударе;

к — число вагонов с автосцепкой;

i	— число вагонов с винтовой упряжью;

ж — жёсткость упряжного аппарата сквозной (неразрезной) упряжи;

е — сближение вагонов вследствие провисания двухзвенной цепи.

Как следует из приведённой формулы, усилие в упряжном приборе, соединяющем
головную й хвостовую части состава, сильно возрастает. Например, для гружёного
поезда весом 2 500 т с головной частью весом 2 000 т, составленной из 32 больше-
грузных вагонов, и хвостовой части весом 500 т из 20 двухосных вагонов при трогании

1 А. У. Галеев. Труды МЭМИИТ, вып. 55, Трансжелдориздат, 1948.
с места паровозом ФД весом 230 т и FK—21 т, ж = 0,2 т)см, е=5 см, Кв = ®
(неупругий удар), получим

500	т / 2-230 + 2 ООО	'	„

Т = 230 + 2 000 + 500 V 500	(32 + 0 0,2 • 20 • 27 • 5 ss 54 т.

Для предупреждения обрыва упряжи составы на смешанном сцеплении следует
трогать с места очень осторожно, по возможности не сжимая их; если осаживание
необходимо, следует сжимать только головную часть состава так, чтобы двухзвенная
цепь оставалась натянутой.

5.	Торможение

Теоретически рассмотрен только предельный случай экстренного торможения пас-
сажирских поездов при Р4 = 0, т. е. при отсутствии сопротивлений относительным
перемещениям вагонов. Предположим, что тормозная сила в данном сечении поезда
мгновенно возрастает до своего наибольшего значения, как только тормозная волна
достигнет этого сечения 1. Получаемые таким образом результаты являются верхними
границами усилий, возникающих в упряжных приборах. Действительные усилия, воз-
никающие при торможении, имеют значительно меньшую величину. Указанные иссле-
дования позволяют сделать следующие заключения.

Наибольшие усилия в упряжных приборах при торможении зависят от отношения
с

скорости с тормозной волны к скорости а упругой волны. При — = 0,6 наибольшее
усилие возникает в сечении s = 0,77/ и равно 0,54В*., где Вк—сила, тормозящая
с

состав; при— = 0,8 наибольшее усилие получается при s=l (в упряжном аппарате,
соединяющем локомотив с составом) и равно 0,67В*.. На основании указанных оценок
верхних границ усилий и опытов по торможению пассажирских составов, выполнен-
ных ДИИТ, можно считать, что наибольшие усилия в упряжных приборах пассажир-
ских поездов при экстренном торможении будут соответствовать данным, приведённым
в табл. 46.

Таблица 46

Наибольшие усилия в упряжных приборах
пассажирских поездов при экстренном торможении

Вес состава в т	700	900	1 400
•^тах В Ш ....	45,5	49,5	63,0

Иные методы определения усилий при торможении поездов изложены в книге
Б. Л. Карвацкого «Общая теория автотормозов», Трансжелцориздат, 1947.

6.	Усилия от ударов при манёврах

При ударах количества движения тел получают конечные изменения в течение
малых промежутков времени, поэтому в процессе ударов развиваются значительные
силы.

Рассмотрим прямой удар двух тел, имеющих массы т1 и т2. Обозначим абсолют-
ные скорости первого и второго тела до удара через v1H й u2w, а после удара — через
t/j*. и v2k. Относительные скорости тел до удара и после удара соответственно равны
i>o = t,iw — и2н и v\ = v1k — v2k* Отношение к и0 называют коэффициентом восста-
новления при ударе

Ui

= 7 •	(485)

ио

Первым периодом удара называют промежуток времени от момента соприкоснове-
ния тел до того момента, когда скорости их станут одинаковыми. Промежуток времени
от момента, когда скорости тел уравнялись, до момента отделения тел друг от друга
называют вторым периодом удара. Скорость и тел в конце первого периода удара
можно определить, воспользовавшись теоремой количества движения системы. Силы,
действующие между телами при ударе, — внутренние, поэтому сумма их импульсов
равна нулю, следовательно:

mj v1H + тг v2H = («1 + rnt) U,
откуда

=	+ ri2v2K

и т1 +/п2

1 В. А. Лазаря н. Труды ДИИТ, выпуск XIX, 1948; Ф. В. Флоринский.
Труды ДИИТ, вып. XIX, 1948.
Чтобы найти силу, получающуюся при ударе, составим уравнение сохранения
энергии для первого периода удара. Обозначим работу внутренних сил через Д, тогда

т\^н , m2vln

2	+	2	~

(mt + /п,) и»
2

Подставив значение и, найдём

1	/П1/п2	1

А = 2"  тх + т2 — ViH^ = 1F

mj/Hj	2

mi + т2 У°’

(486)

Допустим, что зависимость между силой и взаимным перемещением тел при ударе
является линейной Т2 = жх, где ж — жёсткость тел, ах— сближение их центров масс

Tt х Т1

при ударе. Тогда А = —. Подставив это выражение А в написанное выше
равенство, получим 

По этой формуле можно вычислять усилия при соударении вагонов, если они
оборудованы упругими амортизаторами или, если считать, что при нагрузке фрикци-
онного аппарата зависимость между силой и перемещением прямолинейна. В последнем
случае ж = ж1. При этом не принимается во внимание упругость конструкции вагоыа
(см. ниже). Если зависимость между силой и перемещением нелинейная, то сила при
ударе может быть определена тем же способом. Изменится только выражение работы А
через силу и формула для вычисления усилий будет иной х.

В рассматриваемом случае при /и2->оо (удар в упор, оборудованный таким же
амортизатором, как ударяющий вагон)

г----

ж —------=и0 у жт1.	(488)

— I 1
т 2 ‘

Если массы обоих вагонов равны = /и2 = т, то

Опыты ЦНИИ и НИВ по соударению вагонов, оборудованных поглощающими ап-
паратами ЦНИИ-Н6, показывают, что при соударении отдельных вагонов со скоростя-
ми < 4 км)час усилия получаются несколько меньше, чем вычисленные по формуле
(487) при жёсткости двух последовательно включённых аппаратов лс=2,87 т)см. При
скоростях > 4 км)час поглощающий аппарат сжимается до отказа и избыток энергии
воспринимается кузовом вагона.

Работу поглощающих аппаратов Ш-1-Т при ударах детально исследовал Л. Н. Ни-
кольский. Учтя изменение коэффициентов трения в зависимости от относительных ско-
ростей движения, состояния аппарата (степени приработки и износа поверхности тре-
ния) и взаимного давления трущихся тел, Л. Н. Никольский, как указано выше,
установил, что силовые характеристики фрикционных аппаратов автосцепки не могут
быть представлены одной кривой Тг=7\(х), а выражаются системой кривых, каждая из
которых соответствует единственному значению скорости ц0 в начале удара и опреде-
лённому значению ударяющей массы. Способность аппаратов необратимо поглощать
энергию также зависит от- скорости v0 удара. В табл 47 приведены значения коли-
чества необратимо поглощённой энергии vj в % и коэффициентов восстановления Кв,
найденные опытным путём при соударении двух вагонов.

Таблица 47

Значения количества необратимо поглощённой энергии и коэффициентов
восстановления при соударении двух вагонов

ц0 в км)час	3,6	4,9	4,98	7,24	7,5	9,4
•П в %	24	32	35	40	43	43
Кв	0,72	0,59	0,55 .	0,43	0,37	0,37

1 Л. Н. Никольский. Труды Бежицкого института транспортного машино-
троения, вып. XI, 1949.
Количество необратимо поглощённой энергии, приведённое в табл. 47, вычислено
по отношению ко всей энергии удара, а не к части, расходуемой на сжатие погло-
щающих аппаратов.

Для вычисления усилий, возникающих при соударениях двух вагонов, имеющих
массы т1 и т2 и оборудованных шестигранными аппаратами, Л. Н. Никольский ре-
комендует приведённую выше формулу (449), подставляя в неё вместо т величину
/п1/п2
2 (тг + т2) •

На фиг. 349 изображён график изменения Т2тах в зависимости от vQ для случая
соударения двух вагонов весом по 63,4 т, оборудованных аппаратами с эффективно-
стью Эп — 3 500 кгм. Кружками на чертеже нанесены результаты опытов по измерению
усилий при соударении вагонов весом Р^вр — 63,5 т и Р2бр = 63,3 /и, оборудованных
аппаратами с эффективностью Зя1 = 3 200 кгм и Эп2 — 3 500 кгм.

Систему криволинейных силовых характеристик Т2 = Т2(х) можно заменить си-
стемой прямых Т2=ж>х, каждая из которых соответствует определённой скорости уе.
Коэффициент жх—приведённая жёсткость—подбирается так, чтобы энергия, поглощён-
ная аппаратом при криволинейной и прямолинейной характеристиках, была одинакова.
Если при этом поставить ещё условие, чтобы наибольшие силы при характеристиках

Фиг. 349. График изменения Т2тах
в зависимости от и0

Фиг. 350. Зависимость
между силой удара и
относительным переме-
щением вагонов

обоих видов были одинаковы, то усилия при ударах точно вычислятся по формуле (487).
Л. Н. Никольский получил формулу, по которой можно вычислить ж1 через параметры
b и р, скорость v0 соударения массы тг и /и2 вагонов

—

9р.4 (mt + т2)
2m1miVQ(2 — Ьи0)2

(490)

Усилия, возникающие при практически встречающихся скоростях соударений
вагонов, можно приближённо вычислить по формуле (487), если взять жг, соответ-
ствующее ц0=1-?1,5 м/сек. При 6 = 0,2 сек/м, Р1бр= Р2бр = 63,4 т для этих значе-
ний и9, жёсткости двух последовательно соединённых аппаратов соответственно равны:
ЛС1 = 17,0 т/см и жг = 15,7 т/см. На фиг. 349 пунктирной прямой изображены уси-
лия, вычисленные по формуле (487) при жг = 15,7 т/см.

Жёсткость двух последовательно соединённых аппаратов для вагонов весом
брутто 82 т равна жх = 14,4 т/см, а для порожних большегрузных вагонов при
Р = 22 т жх = 22,3 т/см.

Приведённые выше формулы относятся к ударам, энергия которых не превышает
эффективности поглощающих аппаратов. Если энергия удара превышает эффективность
аппарата, то последний сожмётся до отказа и избыток энергии воспринимается кон-
струкцией (рамой и другими частями) вагона. Жёсткость конструкции вагона значи-
тельно выше жёсткости поглощающих аппаратов, поэтому усилия при ударах в этом
случае сильно возрастают. Жёсткость конструкции вагонов, имеющих хребтовую балку,
определяется в основном жёсткостью этой балки, поэтому для соударения двух вагонов,
имеющих длины по осям спепления автосцепок /х и Z2 и площади сечения хребтовых
балок Fx и F2, жёсткость равна1

2Е

Ж1,-

(491)

где Е — модуль упругости.

EF

Если Zi = Z2 = Z и F± = F2= F, to жГ1 = — .

При ударе вагоны перемешаются относительно друг друга сначала главным обра-
зом за счёт сжатия поглощающих аппаратов и частично за счёт упругого сжатия рам,
а после сжатия аппаратов до отказа — за счёт сжатия только конструкции вагонов.
Обозначим жёсткость двух последовательно соединённых поглощающих аппаратов при
нагрузке через Жёсткость при совместном сжатии аппаратов и конструкций вагона
определяется формулой

Ж-^Жц
~ жг + жп ’

(492)

Заметим, что во всех ранее полученных формулах жёсткость при ударах следует
принимать равной ж^. Однако вследствие того что ж1г > жг, разница между ж% и жг
будет не очень большой.

После сжатия аппаратов до отказа жёсткость будет равна «с11, поэтому зависи-
мость между относительными перемещениями вагонов и силой будет такой, как пока-
зано на фиг. 350. Обозначим через Т02 и х0 силу и перемещение, при которых аппа-
раты сжимаются до отказа, Т2— наибольшую силу при ударе, хг—перемещение вагонов
за счёт их сжатия при силах > Т02. Для вычисления силы Т2 применим уравнение (486).
Работа Л, равная площади между ломаной линией Т2=Т2(х), осью абсцисс и орди-
натой, соответствующей Т2, равна

- _ Т02Х0	Т2 + Т02	_ ' 02	Т2 ~~ ' 02

А ~ 2 +	2	Х1~ 2ж% 2жц

Подставив это значение А в уравнение (486), получим

Т»= |/	(493)

где v0—относительная скорость вагонов в начале удара.

Обозначив скорость, при которой поглощающий аппарат сжимается до отказа,
через vc, и принимая во внимание, что

найдём

= VТ02 + *11	( °0 - "с2) •	(494)

Эта формула впервые была получена С. В. Вершинским иным путём 2.

Приведённые формулы годны до тех пор, пока в элементах конструкций вагонов
возникают только упругие деформации. Если при ударах возникнут пластические
деформации, то усилия будут меньше, чем вычисленные по формулам (493) или (494).
Эти усилия можно получить тем же приёмом, если будет задана зависимость Т2 =
= ^2 (*)•

На фиг. 351, изображены примерные графики изменения усилий во времени при
различных у0.

На фиг. 352 показаны полученные Л. Н. Никольским графики изменения усилий
при соударении вагонов, имеющих вес брутто 63,4 m и = 200 mfcM, в зависимо-
сти от эффективности Эп поглощающих аппаратов и скорости р0.

Пунктирная прямая Эп = 0 изображает усилия при ударах вагонов, не оборудо-
ванных поглощающими аппаратами. Точки переломов кривых на графиках соответст-
вуют скоростям vc, при которых аппараты сжимаются до отказа.

1 Формула (491) применительно к «динамической» жёсткости является прибли-
жённой.

2 Технический справочник . железнодорожника, т. 6, Трансжелдориздат, 1952,
стр. 706.
Из приведённых графиков и полученных выше формул следует, что при малых
скоростях соударения излишняя жёсткость поглощающих аппаратов вредна, так как
усилия, получающиеся при ударах, пропорциональны у^ж. В аппаратах Ш-1-Т при
увеличении эффективности увеличивается жёсткость [см. формулу (490)]. Из гра-
фиков, изображённых на фиг. 352, следует, что при скорости и0 = 4,4 км) час, для
аппарата с Эп = 1 200 кгм сила = 41 /и, а для аппарата с Эп = 3 800 кгм Т2 = 84 т.

Фиг. 351. Изменение усилий Т2 в завися-	Фиг. 352. Изменение усилий 7\ в зависи-
мости от времени t при различных	мости от эффективности Эп поглощающих

относительных скоростях вагонов в аппаратов и начальной скорости
начале удара	удара

При больших скоростях соударения аппараты с малой эффективностью сжимаются
до отказа и усилия резко возрастают. Так, при = 7,8 км)час и Эп = 1 200 кгм
усилие равно Та = 455 т, а при Эп = 3 800 кгм Т2 = 136 ш.

Необходимая эффективность поглощающих аппаратов должна соответствовать
условиям работы подвижного состава и подбирается исходя из допускаемой скорости
соударения вагонов. При этом нужно учитывать, что увеличение эффективности при-
водит к увеличению жёсткости аппаратов, а увеличение жёсткости ухудшает плавность
движения поезда.

Целесообразной является такая конструкция аппарата, при которой он имеет
малую жёсткость в начале хода с постепенным её увеличением к концу хода. При
таких условиях можно обеспечить достаточную эффективность при малой начальной
жёсткости. По этому принципу спроектирован поглощающий аппарат ЦНИИ-Н6.
ГЛАВА XIII

ГРУЗОВЫЕ ВАГОНЫ

Как указывалось выше, к грузовым вагонам относятся: крытые, полува-
гоны, платформы, изотермические, цистерны и вагоны специального назначе-
ния. Грузовые вагоны имеют ходовые части и ударно-тяговые приборы, устрой?
ство которых было рассмотрено в предыдущих главах. В зависимости от назна*
чения каждый тип вагона характеризуется конструкцией кузова, рамы и спе-
циального оборудования, которые и рассматриваются в данной главе. Вследст-
вие особенностей устройства цистерн и изотермических вагонов описанию их
устройства посвящены отдельные главы. В табл. 48 приведены характе-
ристики наиболее типичных конструкций крытых вагонов, полувагонов
и платформ.

1.	КРЫТЫЕ ВАГОНЫ

Крытые вагоны, как указывалось выше, предназначены для хрузов,
требующих хорошей, защиты от атмосферных осадков. К таким грузам отно-
сятся зерновые и различные пищевые продукты, промыщленные изделия, до*
рогое оборудование (приборы, станки и т. п.). Иногда крытые вагоньг загру*
жаются углём, дровами и другими подобными грузами. Кроме того, в крытых
вагонах перевозится крупный и мелкий скот и птица. В ряде случаев крытые
вагоны используются для людских перевозок.

Для выгрузки и погрузки в боковых стенках кузова предусматриваются
задвижные двери и люки с откидными крышками. Последние служат для засып-
ки и разгрузки зерна на элеваторах, а также для освещения вагонов при пере-
возке людей и животных. Люки запираются с внутренней стороны, а дверные
запоры при перевозке ценных грузов пломбируются. Конструкция люков,
дверей и запоров должна исключать-возможность их открывания без поврежде-
ния пломбы.

Во избежание утечки зерна, проникновения внутрь кузова снега, дождя,
пыли и т. п. необходимо иметь плотное соединение досок пола и обшивки
стенок, плотное закрытие люков и дверных проёмов, а также хорошее покры-
тие крыши.

На фиг. 353, а показан каркас кузова, а на фиг. 353,5 — схема рамы
двухосного крытого вагона грузоподъёмностью 16,5—18 т. Рама имеет сме-
шанную конструкцию (деревянно-металлическую); нижняя половина рамы, изо-
бражённой на фиг. 354,5, относится к вагону с тормозной площадкой. Кар-
кас кузова—деревя н ны й.

Металлические элементы рамы соединяются на заклёпках. Деревянные
части рамы и кузова присоединяются к металлическим болтам, а между собой
(в кузове) соединяются вшип и подкрепляются стальными угольниками или
скобами.

Деревянные части рамы, угловые, лобовые и дверные стойки кузова
изготовляются из дерева твёрдых пород — дуба или лиственницы, остальные
деревянные детали—из сосны.

Большим недостатком вагонов данного типа является недостаточная для
современных условий прочность рамы. Такие вагоны приходится располагать
27 Вагоны
Таблица 48

Характеристики основных конструкций крытых вагонов, полувагонов и платформ

№  по пор.	Тип вагонов	Наличие тормоза	Тара вагона в т	Грузо- подъем- ность в т	Коэффициент  тары	Полезный объём в ж’	Длина рамы в м	Нагрузка на 1 пог.  м пути в т	Нагрузка от оси на рельсы в т	Год начала постройки
					К р	Ы Т Ы е В	агоны			
1	Двухосный крытый вагон	△	8,2	16,5—18	0,5 —0,46	39,0	6,444	3,43	13,10	—
		О	8,6	16,5—18	0,52—0,48	39,0	7,046	3,23	13,30	—
2	Двухосный крытый вагон		△	11,4	20	0,57	45,4	6,680	3,£6	15,65	1923
		о	12,1	20	0,61	45,4	7,370	3,74	16,05	1923
3	Четырёхосный крытый вагон клёпаной кон- струкции 		△	23,4	50	0,47	89,4	13.С88	5,13	18,35	1926
		о	21,2	50	0,485	89,4	13,8^8	4,93	18,55	1926
4	Четырёхосный крытый вагон сварной кон- струкции 	 		△	21,9	50	0,438	89,8	13,510	4,88	18,00	1936
		о	22,8	50	0,454	89,8	14,130	4,74	18,20	1936
5	Четырёхосный крытый вагон сварной кон- струкции 		△	22,7	60	0,378	89,8	13,510	5,61	20,67	1951
					П о	л у в а	гоны			
6	Двухосный полувагон 	  Четырёхосная гондола сварной конструк-	△	7,16	16,5-18	0,43—0,40	21,9  (без шапки)	6,444	3,30	12,58	—
7										
	ции с деревянной обшивкой (габарит  1-В)		од	22,7	60	0,38	68.8	12.7С0	5,94	20,67	1932
8	Четырёхосная гондола сварной конструк-									
	ции с деревяннной обшивкой (габа-  рит 0)		д	22,2	60	0,37	66,8	12,700	5,90	20,55	1936

ГРУЗОВЫЕ ВАГОНЫ
9	Четырёхосная гондола сварной конструк- ции с деревянной обшивкой с крытой площадкой для тормозилыцика . . . .	О	22,7	60	0,378	64,8	13,190	5,75	20,67	1950
10	Четырёхосная гондола сварной конструк- ции с металлическим кузовом 		△	22,4	60	0,374	68,6	12,700	5,60	20,60	1946
		О	23,2	60	0,387	68,6	13,190	5,80	20,80	1948
11	Четырёхосный полувагон сварной кон- струкции с люками в боковых стенках .	д	25,5	57	0,447	59,2	12,974	5,80	20,61	1947
12	Четырёхосный угольный полувагон-хоп- пер клёпаной и сварной конструкции .	од	21,0	50	0,42	59,34	8,810	7,08	17,75	1932
13	Двухосный полувагон-хоппер		о	12,2	25	0,49	26,0	5,92	5,21	18,60	1931
14	Четырёхосный вагон сварной конструкции с металлической обшивкой для перевоз- ки цемента 		△	22,7	60	0,387	45,3	11,000	6,70	20,67	1952
					П	л а т ф	о р м ы			
15	Двухосная платформа 		△  о	7,3  7,8	16,5—18  16,5-18	0,44—0,40  0,47—0,43	12,88  12,18	9,204  9,204	2/3  2/8	12,65  12,90	—
16	Двухосная высокобортная платформа сварной и клёпаной конструкции . . .	△ о	9,2  9,9	20  20	0,46  0,50	14,61  13,81	9,204  9,204	2,80  2,87	14,60  14,95	—
17	Четырёхосная платформа с продольными балками рамы сварной конструкции . .	од	18,4	50	0,37	15,73	13,004	4,81	17,10	1932
18	Четырёхосная платформа с продольными балками рамы из прокатных профилей	д о	22,0  22,2	60  60	0,366 0,37	15,73  15,0	12,974  12,974	5,78 -  5,79	20,50  20,55	1936  1936
19	Четырёхосная платформа с продольными балками рамы нз прокатных профилей и металлическими бортами		д	22,7	60	0,378	18,5	13,400	5,60	' 20,67	1952

Условные обозначения: д — без ручного тормоза, О—с ручным тормозом.

КРЫТЫЕ ВАГОНЫ	419
в хвостовой части состава, что усложняет формирование поездов. Кроме того,
недостатком рассматриваемых кузовов является слабое прикрепление нижних
концов стоек. В эксплуатации эти соединения часто расстраиваются, что при
отсутствии раскосов приводит к перекосам кузова. Часто наблюдаются также
случаи изломов лобовых стоек при манёврах.

В последние годы рамы указанных вагонов при ремонте подвергались
модернизации, которая заключалась в замене поперечных деревянных брусьев

швеллерами.

С 1953 г. двухосные крытые вагоны переоборудуются с винтовой
упряжи на автосцепку. При переоборудовании все деревянные брусья

м 6 свету между швеллерами

Фиг. 353. Каркас и схема рамы кузова двух-
осного крытого вагона грузоподъёмностью

16,5—18 т\

/—угловая стойка; 2 — лобовая стойка; 3— промежу-
точная стойка; 4— дверная стойка; 5-порог; 6 - верх-
ний обвязочный брус; 7—потолочная дуга

рамы снимаются, взамен этих
деталей в раму вагона ставятся
хребтовая и металлические по-
перечные балки.

Хребтовая балка изгото-
вляется из проката зетобраз-
ного профиля сечением 310х
X 185 х 125 х 20 х 11 мм
(ГОСТ 5267-50), средние по-
перечные балки из швеллера
№ 12. Буферные брусья уси-
ливаются путём постановки на
них верхних и нижних метал-
лических листов.

В кузове деревянные стой-
ки, за исключением дверных,
снимаются. Взамен снятых
ставятся металлические стой-
ки: угловые — из уголка сече-
нием 90 х 90 х 8 мм, проме-
жуточные и дверные — из
уголка сечением 90x60x8 мм.
Верхняя обвязка кузова также
ставится металлическая (уго-
лок сечением 90 х 60 х 8 мм).

Узлы рамы и кузова вы-
полняются сварными, между
собой они соединяются заклёп-
ками.

После переоборудования на автосцепку грузоподъёмность вагона уве-
личивается до 20 т.

Общий вид рамы после переоборудования двухосного вагона на
автосцепку показан на фиг. 354.

Кроме рассмотренного типа, в парке грузовых вагонов имеется относи-
тельно небольшое количество крытых двухосных вагонов грузоподъёмно-
стью 20 т. В отличие от предыдущего (до переоборудования на автосцепку)
кузов 20-zzz вагона имеет металлический каркас, а рама — хребтовую бал-
ку. Вагоны данного типа, как и другие вагоны с хребтовой балкой рамы, обо-
рудованы автосцепкой. Однако несмотря на наличие металлического каркаса
схема кузова относится к виду кузовов со свободно несущей рамой. Стоечная
обрешётка боковой стенки представляет собой геометрически изменяемую
систему, так как раскосы отсутствуют; деревянная обшивка несколько пре-
пятствует этой изменяемости, но относительно малая жёсткость кронштейнов
боковых стоек не позволяет передать стенке сколько-нибудь значительной на-
грузки.

Недостатком этого вагона является повышенный коэффициент тары. Не-
смотря на относительно большой вес металлической части конструкции, в экс-
плуатации наблюдаются случаи выпучивания лобовых стоек.
КРЫТЫЕ ВАГОНЫ
Фиг. 355. Кузов четырёхосного крытого вагона сварной конструкции

грузовые вагоны
усилия. Для воспринятии распорных

Фиг. 356. Вид лобовой стенки четырёх-
осного крытого вагона

С 1926 г. наша промышленность перешла на постройку крытых четырёх-
осных (большегрузных) вагонов, у которых до 1936 г. рама и кузов изготовля-
лись клёпаной конструкции.

Все четырёхосные крытые вагоны имеют кузов с несущими боковыми стен-
ками и рамой; рама имеет хребтовую балку.

На фиг. 355 показан общий вид четырёхосного крытого вагона грузоподъ-
ёмностью 50 т сварной конструкции. Эти вагоны начали выпускаться после
1936 г. и являются более совершенными, чем строившиеся ранее — клёпаной
конструкции. Большим недостатком последних являлось неполное исполь-
зование металла каркаса кузова вследствие нерациональной конструкции
боковых ферм. В этих фермах раскосы были выполнены из полосовой стали и
воспринимали только растягивающие	-

усилий число стоек было почти в два
раза большим, чем в вагоне сварной
конструкции, что значительно утяже-
ляло ферму без увеличения её несу-
щей способности.

Конструктивные улучшения кар-
каса боковых стенок и переход на
сварные соединения позволили сни-
зить тару вагона примерно на 1,5 т
при некотором удлинении вагона.

В крытых вагонах сварной
конструкции почти все элементы
каркаса кузова выполняются
из проката зетобразного профиля.
Геометрические характеристики сече-
ния этого профиля обеспечивают нуж-
ную прочность и устойчивость элемен-
тов каркаса. При этом боковые фермы
занимают мало места по ширине ва-
гона, что позволяет увеличить полез-
ный объём кузова в пределах суще-
ствующих габаритов. Кроме того,
упрощается конструкция узлов фермы и облегчается прикрепление досок
к каркасу.

Рациональная схема боковой фермы (фиг. 355) определяется расчётом.
При этом расположение некоторых стоек является строго фиксированным.
К таким стойкам относятся: угловые, необходимые для придания нужной
формы кузову; шкворневые, которые воспринимают реактивные усилия от
шкворневых балок, и дверные, ограничивающие дверной проём. Количество
и расположение промежуточных стоек выбирается из условия обеспечения
прочности каркаса и обшивки. Направление раскосов выбирается с таким
расчётом, чтобы по возможности не нагружать их сжимающими усилиями.
Последнее важно во избежание потери устойчивости раскосов вследствие уве-
личенной их длины.

Каркас лобовых стенок также выполняется в виде фермы, состоящей из
угловых и лобовых стоек и раскосов (фиг. 356). Лобовые стенки подвержены
большим усилиям от распора груза при продольных ударах во время манёв-
ров, поэтому элементы их каркаса делаются большего сечения, чем у боковых
стенок.

Верхняя обвязка каркаса стенок кузова выполняется из зетобразного
профиля, что наряду с обеспечением необходимой прочности удобно для осу-
ществления верхних узлов ферм и прикрепления каркаса крыши. В качестве
нижней обвязки боковых ферм служат боковые балки рамы, а лобоьых ферм—
буферные брусья.

Угловые стойки изготовляются из углового проката сечением 120 х 120 X
X 10 мм и привариваются к буферному брусу и боковым балкам рамы. Осталь-
ные вертикальные элементы и верхняя обвязка боковой фермы выполняются
из зетобразного проката сечением 80 X 65 X 6 мм. На фиг. 357 показаны
узлы соединения стоек и раскосов с боковой балкой, а на фиг. 358 — с верхней
обвязкой боковой фермы. Стойки, раскосы и верхняя обвязка лобовых ферм
выполняются из зетобразного проката сечением 100 X 75 X 6,5 мм. Нижние
концы стоек и раскосов привариваются к буферному брусу, а верхние —
к обвязке стенки. Поверхности полок стоек и раскосов, обращённые внутрь
кузова, располагаются в одной плоскости для удобства прикрепления деревян-
ной обшивки.

Фиг. 357. Узлы соединения стоек и раскосов кузова четырёхосного крытого
вагона с боковой балкой:

а—угловая стойка и раскос; б—шкворневая стойка; в—дверная стойка и раскос

Деревянная обшивка стенок кузова состоит из ряда горизонтально уло-
женных сосновых досок толщиной 40 мм в нижней части кузова и 22 мм —
в верхней. Доски соединяются между собой на шпунт и гребень (ОСТ 2402).
Доски обшивки прикрепляются к каркасу болтами с полукруглой головкой
для дерева.

Рама вагона имеет хребтовую балку и выполнена по типовой для теле-
жечных вагонов схеме (см. фиг. 264). Хребтовая балка рамы состоит из двух
швеллеров сечением 300X 100X 11 мм, для усиления перекрытых сверху гори-
зонтальным листом сечением 550 х 6 мм. Для боковых балок используются
швеллеры сечением 200 X 100 х 8 мм. Буферный брус П-образного сечения
(фиг. 359) состоит из вертикального листа 1 и двух горизонтальных листов
2 и 3. Вертикальный лист в местах установки буферных стаканов усиливается
планками 4 и подкрепляется рёбрами 5. Это важно для предупреждения мест-
ных остаточных деформаций при ударе в буфера. В нижнем горизонтальном
листе 3 (в средней части между швеллерами хребтовой балки) делаётся вырез
для пропуска клина и нижней части тягового хомута автосцепки. Вырез уси-
ливается угольником 6. К вертикальному листу приклёпываются поручни
сцепщика 7, а также кронштейн и державка расцепного привода и розетка
автосцепки (на чертеже показаны только отверстия для заклёпок, прикреп-
ляющих эти детали).

Шкворневая балка (фиг. 360) коробчатого сечения состоит из верхнего
1 и нижнего 2 горизонтальных листов и четырёх вертикальных листов 3,
которые своими концами входят внутрь (между полками) швеллеров хребтовой
и боковых балок. Между швеллерами хребтовой балки (соосно вертикальным
листам 3) ставятся диафрагмы 4, которые придают большую жёсткость узлу
и подкрепляют плоскость установки пятника. Во избежание местных разруше-
ний нижние листы дополнительно подкрепляются угольниками 7. К нижнему
листу 2, помимо пятника, приклёпываются скользуны, подкрёпленные рёб-
рами 5 и 6.

Фиг. 360. Шкворневая балка рамы четырёхосного крытого сварного вагона

Две промежуточные поперечные балки, положение которых в раме со-
ответствует дверным стойкам, выполняются двутаврового сечения, причём
стенки их имеют такую же конфигурацию, как и вертикальные листы шквор-
невой балки, а верхний и нижний пояса изготовляются из полосы 160 X 10 мм.
Остальные промежуточные поперечные балки изготовляются из швеллеров
№ 12. Узлы их соединения с хребтовой балкой и боковыми балками подкреп-
ляются угольниками /, рёбрами 2 и накладками 3 (фиг. 361).

Доски пола толщиной 48 мм соединяются между собой в четверть и при-
крепляются к верхним полкам элементов рамы (фиг. 362). Углы сопряжения
стенок между собой и с полом перекрываются уплотняющими угольниками,
а доски пола в дверном проёме — рифлёным листом порога.

Фиг. 361. Промежуточная поперечная балка
рамы четырёхосного крытого сварного вагона

Фиг. 362. Закрепление досок пола:

/ — хребтовая балка; 2—боковая балка;
3—уплотняющий угольник

В рамах вагонов последних лет постройки введены некоторые конструк-
тивные изменения, показанные на фиг. 363. Хребтовые балки изготовляются
из двух сваренных между собой балок специального проката зетобразного про-
филя сечением 310 X 185 х 125 х 20 X 11 мм (ГОСТ 5267-50). Такая конструк-
ция значительно упрощает технологию изготовления балки и уменьшает экс-
центриситет приложенных усилий от автосцепки относительно нейтральной
оси сечения балки. Для повышения прочности пола вдоль всей рамы ставятся
разрезные вспомогательные балки из швеллера сечением 80 X 43 X 5 мм,
которые одновременно используются для прикрепления досок пола. Соот-
ветственно изменена конструкция промежуточных поперечных балок рамы:
они изготовляются из зетобразного проката сечением 100 х 75 X 6,5 мм и
располагаются ниже для пропуска продольных балок.

Некоторыми вагоностроительными заводами для усиления надпятнико-
вого места ставятся стальные отливки между внутренними стенками хребтовой
балки, а в буферных брусьях верхний горизонтальный и лобовой вертикальный
листы выполняются в виде одной штамповки.

Крыша вагона имеет самостоятельный каркас, который состоит из об-
вязки (угольник сечением 60x60x6 мм) и поперечных дуг (швеллер сечением

Фиг. 363. Сечения рамы и пола четырёхосного крытого вагона

80 X 45 X 6 мм)\ последние по концам каркаса заменяются вертикальными
стальными листами — фрамугами. Каркас крыши в собранном виде устанав-
ливается на верхнюю обвязку каркаса кузова и прикрепляется к ней болтами
(фиг. 364,а). Крыша обшивается сосновыми досками толщиной 22 мм, укла-
дываемыми вдоль вагона. Для укрепления обшивки к обвязке каркаса крыши
болтами прикрепляются продольные 1, а к дугам поперечные 2 деревянные
бэуски, к которым доски 3 прибиваются гвоздями. Поверх обшивки крыша
покрывается кровельной сталью. Кровля должна быть хорошо прикреплена
к обшивке особенно по краям крыши, так как при сильном ветре возможны
случаи срыва кровли. Поэтому свисающие края листов 4 огибаются вокруг
стального листа подрамника 5 толщиной 0,8 — 1,0 мм, который прибивается
гвоздями к продольным брускам карниза 1. В средней части листы прикреп-
ляются к обшивке кляммерами 6. Кляммеры представляют собой полосы ши;
риной 50 мм и длиной 115 мм, вырезанные из кровельной стали и служащие
для прикрепления кровли. Постановка кляммеров необходима для того, чтобы
не пробивать гвоздями отверстий в основных листах кровли. Кляммеры при-
биваются к обшивке и затем загибаются совместно с краями листов в кровель-
ных швах, как этр последовательно показано на фиг. 364, б.

Фиг. 364. Узлы крыши четырёхосного вагона

В крыше имеются две постоянные печные разделки, используемые для
пропуска труб при установке печей отопления (фиг. 365).

Учитывая наличие у крытого вагона грузоподъёмностью 50 т тележек,
допускающих их эксплуатацию в вагонах весом брутто 82 т, а также
излишние запасы прочности в раме 50-т вагона, главный конструктор Ка-
лининского вагоностроительного завода М. В. Кулаков и инженер конструк-

—-------

Фиг. 365. Постоянная печная разделка в крыше крытого грузового вагона:
/ — лист кровли; 2 — кровельная сталь; 3 —асбест

торского отдела этого завода Г. К. Чернова предложили повысить его
грузоподъёмность до 60 т за счёт улучшения узлов боковой фермы кузова без
увеличения тары вагона.

С 1950 г. часть заводов вагоностроительной промышленности приступила
к серийному выпуску крытых вагонов грузоподъёмностью 60 т.

Для уменьшения местных напряжений в элементах каркаса кузова основ-
ные узлы этого вагона выполняются строго центрированными. На
фиг. 366 показана конструкция основных узлов боковой фермы. Как видно из
фигуры, стойки и раскосы в узлах перекрыты фасонными накладками. Эти
накладки способствуют более равномерному распределению напряжений по
сечению элементов, т. е. более полному их использованию. Форма накладок
обеспечивает достаточную длину сварных швов, а плавные переходы в углах
снижают концентрацию напряжений. Для усиления верхнего пояса фермы
обвязка каркаса крыши приваривается к верхней обвязке каркаса стенок
в отличие от применявшегося ранее болтового соединения.

Сравнительные испытания кузовов показали, что напряжения в элементах
модернизированной боковой фермы с центрированными узлами при загрузке
вагона 60 т не превосходят напряжений в боковой ферме вагона прежней конст-
рукции с нагрузкой 50 т. На фиг. 367 изображена схема боковой фермы, где
цифрами указаны измеренные максимальные напряжения (в кг/см2) в основных
элементах: в числителе — для модернизированной фермы, в знаменателе —
для старой конструкции.

Фиг. 366. Узлы 6oKOBOif фермы крытого четырёхосного вагона грузо-
подъёмностью 60 т:

а-соединение 'шкворневой стойки и раскосов с верхней обвязкой; б-соединение
промежуточной стойки и раскоса с верхней обвязкой; e-соединение промежуточной
стойки и раскоса с боковой балкой рамы

К специальному оборудованию крытых вагонов относятся боко-
вые двери, люки и несъёмное оборудование для перевозки людей.

Боковые двери делаются задвижными и располагаются снаружи боковых
стенок кузова.

В существующих вагонах ширина дверного проёма в свету составляет
1830 мм.

Двери состоят из деревянного или металлического каркаса, обшитого
досками. Весьма целесообразно боковые двери делать металлическими, каркас
которых покрыт стальными листами с выштамповками (гофрами). Выштампов-
ки повышают устойчивость стального листа и придают двери необходимую
жёсткость, в результате чего дверь получается прочной и лёгкой.

В двухосных вагонах дверь перемещается на роликах по нижнему рельсу,
вверху удерживается направляющей планкой. Запирается дверь закидкой,
которая пломбируется при перевозке грузов.

В четырёхосных вагонах дверь 1 подвешивается (фиг. 368) на верхний
рельс 2 посредством специальных державок 3 с роликами 4. Такая конструк-
ция ограничивает подъём двери. Чтобы нижний край двери нельзя было от-
жать от порога 5, обвязка двери 6 упирается в специальные кронштейны 7.

Люк состоит из деревянной или металлической рамки и крышки из сталь-
ного листа толщиной 3 мм. Рамка прикрепляется к стойкам и верхней обвяз-
ке боковой стенки кузова. Крышка навешивается шарнирно на нижней кромке

Фиг. 368. Подвеска двери
четырёхосного крытого
вагона

Фиг. 369. Запорный механизм
люка

рамки и снабжается запорным механизмом (фиг. 369). При закрытом положе-
нии закидки 1 планка 2 опускается вниз и препятствует самопроизвольному
открыванию запора.

Расположение оборудования четырёхосного вагона для людских перево-
зок показано на фиг. 370. Настенные доски 2 служат для укладки нар ипри-

Фиг. 370. Оборудование четырёхосного крытого вагона для людских перевозок:
/—съёмные доски; 2-несъёмные доски; 3 — фонарь; 4-печь; 5 —рамы оконные с полозками;
6—лестницы деревянные для подъёма на верхний ярус; 7 —ведро

крепляются через обшивку к стойкам болтами. На верхней обвязке над
дверью прикрепляются крюки для подвески фонарей.

В двухосных вагонах настенные доски располагаются из расчёта укладки
двухъярусных нар.
Общий вид вагона для перевозки скота, спроектированного на
базе четырёхосного крытого вагона грузоподъёмностью 60 т, показан на

фиг. 371. Вдоль одной боковой стенки
внутри кузова вагона укреплены кор-
мушки /; конструкция кормушек позво-
ляет в нерабочем положении складывать
их и подвешивать к специальным крон-
штейнам. Под кормушками расположены
металлические корыта 2 для воды. Над
кормушками под потолком вагона рас-
положены баки 3 для запаса воды. За-
полнение баков производится через ма-
гистральную трубу 4. При заполнении
баков излишек воды сливается через
трубу с воронкой 5. Для привязи скота
к боковым стенкам вагона и прутьям
кормушек прикреплены кольца. В бо-
ковой стенке вагона между кормушками
и баками для воды имеются вентиля-
ционные люки 6. На противоположной
стенке вагона укреплены полки 7 для
запаса сена.

В крыше вагона установлены два
вытяжных вентилятора 8.

В торцевых стенках кузова для пе-
рехода из вагона в вагон предусмотрены
двери 9 с переходными мостиками и по-
ручнями. Над дверями размещены све-
товые люки 10, выполненные по типу
люков в боковых стенках четырёхосных
крытых вагонов.

Снаружи на торцевых стенках ва-
гона укреплены лестницы для доступа
к магистральной трубе 4.

Дверные проёмы боковых дверей,
кроме задвижных, оборудованы дву-
створчатыми решётчатыми дверями 11.
Под вагоном подвешены ящики 12 для
различного инвентаря. Для защиты от
нагревания солнечными лучами крыша
вагона оборудована подшивным потол-
ком 13.

Так как во время перевозки скота
в вагонах, имеющих жёсткое рессорное
подвешивание, животные сильно теряют
в весе от тряски, в специальных вагонах
для перевозки скота тележки оборуду-
ются рессорными комплектами повы-
шенной гибкости.

К конструктивным недостаткам су-
ществующих крытых вагонов относит-
ся малый срок службы кровли крыши
из-за коррозии и других повреждений.
Для ликвидации этого недостатка целе-
сообразно изготовление металлической

крыши, сваренной из стальных листов

толщиной 1,5 — 2 мм. Целесообразна также замена деревянной обшивки
стенок кузова (особенно торцевых) металлическими листами.
Осуществление этих мероприятий, кроме увеличения срока службы ос-
новных частей вагона, повысит несущую способность кузова, что особенно
важно при увеличении его длины, необходимом для повышения удельного
объёма кузова.

Металлическая конструкция кузова не исключает применения дерева
в качестве теплоизоляционного материала.

В этом случае кузов изнутри обшивается фанерой или деревянными
досками уменьшенной толщины.

При проектировании вагонов с увеличенным объёмом кузова возникает
вопрос об увеличении ширины боковой двери. Дверной проём существующих
крытых вагонов затрудняет применение механических тележек при погрузке
вагонов и сокращает номенклатуру длинномерных грузов, которые могут быть
перевезены в крытых вагонах.

Помимо крытых вагонов описанной конструкции, целесообразно
создание специальных вагонов для перевозки мелких животных и птиц.
Такие вагоны должны иметь несколько ярусов для размещения живот-
ных и птиц и оборудоваться кормушками, корытами, баками для
запаса воды и иметь места для хранения кормов. Тележки этих ваго-
нов должны иметь рессорные комплекты повышенной гибкости.

Целесообразно также создание специальных крытых вагонов с облег-
чённой тарой и увеличенным объёмом кузова для перевозки легковых
автомобилей, мебели и сельскохозяйственных машин. Эти вагоны для
удобства погрузки автомашин должны иметь торцевые двери, а также
увеличенные по ширине проёма боковые двери.

2.	ПОЛУВАГОНЫ

Полувагоны (гондолы, хопперы и др.) предназначаются главным образом
для перевозки сыпучих грузов (уголь, руда, кокс, гравий, щебень и т. п.).
Разгрузка полувагонов обычно происходит за счёт собственного веса груза,
который высыпается через люки в нижней части кузова. Полувагоны разгру-
жаются также на вагоноопрокидывателях путём переворачивания вагона вокруг
продольной оси.

При перевозке груз слёживается, а в зимнее время смерзается. При этих
условиях быстрота и удобство разгрузки во многом зависят от формы кузова и
конструкции разгрузочных люков.

Из всех видов полувагонов наибольшее распространение на сети железных
дорог СССР получили четырёхосные гондолы грузоподъёмностью 60 /и, так
как по рациональности своей конструкции и эксплуатационным показателям они
превосходят другие конструкции полувагонов. Кузов такой гондолы принад-
лежит к категории кузовов с несущими стенками и рамой с хребтовой балкой.

Гондола грузоподъёмностью 60 т (фиг. 372) имеет вертикальные стенки и
горизонтальный пол, снабжённый открывающимися вниз люками. Такая
форма кузова позволяет использовать гондолу для перевозки лесоматериалов,
стального проката, штучных и тарных грузов. Для удобства погрузки ука-
занных грузов торцевые (лобовые) стенки выполнены в виде двустворчатых
дверей, открывающихся внутрь. Торцевые двери особенно необходимы при
перевозке лесоматериалов и проката, когда концы груза несколько выступают
за пределы кузова.

Во многих гондолах прежних лет постройки в среднем пролёте боковых
стенок имеются двустворчатые двери для облегчения погрузки и выгрузки штуч-
ных и тарных грузов. Эти двери открываются наружу вагона и запираются
стержневым запором с рычажным приводом. В эксплуатации часто наблюдаются
случаи неполного закрытия и частого повреждения дверей. Кроме того,
открытые двери выступают за пределы габарита, что угрожает безопасносги
движения. Поэтому у гондол последних лет постройки боковые стенки
делаются без дверей.
Фиг. 372. Гондола грузоподъёмностью 60 tn

ПОЛУВАГОНЫ
К внутренней стороне боковых стенок шарнирно прикреплены лесные
скобы. Снаружи к стойкам боковой фермы и изнутри кузова к нижнему обвя-
зочному угольнику приварены увязочные кольца. Лесные скобы необходимы
для установки деревянных стоек, применяемых при перевозке лесоматериалов,
а кольца — для увязки различного рода тарных и колёсных грузов, перево-
зимых в полувагонах.

В нерабочем состоянии лесные скобы, поворачиваясь, прилегают к стенке
и не мешают размещению тарных грузов и выгрузке сыпучих грузов.

Для того чтобы после открытия люков груз не задерживался и высыпался
без остатка, продольные и поперечные элементы рамы спроектированы таким
образом, что они занимают минимальную площадь пола.

Фиг. 373. Поперечный разрез (у шкворневой балки) рамы гондолы

На фиг. 373 показан поперечный разрез рамы гондолы последних лет
постройки. Хребтовая балка состоит из двух зетов 1 специального проката
сечением 310x185x125x20x11 мм и снабжена сверху двутавром 2 сечением
190 X 75 X 7 мм, к которому приклёпываются петли люков. Наличие дву-
тавра уменьшает площадь пола, занимаемую хребтовой балкой, и увеличивает
высоту последней, что необходимо для увеличения угла открытия люков, при-
крепляемых к этому двутавру. Элементы хребтовой балки, так же как и всего
кузова, соединены сваркой.

Шкворневая балка (см. фиг. 373) состоит из вертикальных листов 3 толщи-
ной 10 мм, которые перекрываются верхней полосой 4 сечением 270 X 12 мм
и нижним листом 5 толщиной 12 мм и шириной в среднем сечении 420 мм.
Все листы, составляющие шкворневую балку, привариваются к элементам
хребтовой балки, а нижний лист также и к рёбрам жёсткости 6. Пятник Z
прикрепляется болтами, а надпятниковое место усиливается угольниками 8.
Концы шкворневой балки привариваются к нижней обвязке боковой фермы.
К нижнему листу шкворневой балки приклёпаны упоры люков 9, выполнен-
ные в виде одной отливки со скользунами. Над скользунами расположены
рёбра жёсткости 10.

Промежуточная балка (фиг. 374) отличается от шкворневой меньшими
размерами листов и конструкцией нижнего пояса. Нижний пояс состоит из
полосы 1, пропускаемой сквозь вертикальные стенки хребтовой балки, и уголь-
ника 2. Угольник приваривается к вертикальному листу 3 по наружной кром-
ке угла, полки его располагаются наклонно и не задерживают высыпающегося
при разгрузке груза.
Буферный брус гондолы (фиг. 375) состоит из штамповки /, объединяющей
собой вертикальный и верхний горизонтальный листы толщиной 10 лш, и ниж-
него листа 2 той же толщины с отбортовками для усиления сечения. Для уве-
личения разгрузочной площади пола буферный брус значительно выдвинут

Фиг. 374. Промежуточная поперечная балка рамы гондолы

за пределы торцевой стенки. На верхнем его листе приварен порог3 для тор-
цевых дверей, подкреплённый рёбрами 4. К нижнему листу и ребру жёсткости 5
приклёпан упор 6, ограничивающий открывание люка.

по Яй

Для нижней обвязки боковых ферм используется угольник 150 ХрОО X
X 12 мм, В концевых частях за шкворневыми балками обвязочные угольники
усиливаются вертикальными и горизонтальными листами. Более широкая
полка обвязочного угольника располагается вертикально и к ней приваривает-
ся раскосно-стоечная система боковой фермы. Угловые стойки выполняются


штамповкой из листа толщиной 8 мм и имеют переменное по высоте стойки се-
чение. Таким образом, стойка получается в виде контрфорса, что необходимо
для подкрепления торцевых дверей.

Шкворневые стойки также изготовляются штамповкой, но из листа тол-
щиной 7 мм и имеют корытообразное сечение с отбортовками. Для дверных
стоек (или стоек среднего пролёта в последних конструкциях) преимуществен-
но используется зетобразный профиль сечением 100 X 75 X 6,5 мм. Про-
межуточные стойки выполняются из зетобразного профиля сечением 100 X
х75 X 6,5 мм или штампованными по типу шкворневых стоек. Раскосы
изготовляются штамповкой из полосовой стали сечением 140x8 и 140х6ш(
с одиночными гофрами для обеспечения устойчивости и воспринятая распор-
ных усилий от обшивки.

Иногда раскосы концевых панелей выполняются из углового проката
сечением 75 X 75 X 8 мм. Верхняя обвязка боковой фермы выполняется из
швеллера сечением 140 ХбО X 8 мм.

Внутренние поверхности стоек и раскосов фермы располагаются в одной
плоскости для хорошего прилегания обшивки. Обшивка из досок толщиной
40 мм в нижней и 35 мм в верхней части кузова прикрепляется к каркасу
болтами.

Торцевые двери навешиваются шарнирно на угловые стойки. Так как
на торцевые двери приходятся большие усилия от распора и продольной инер-
ции груза, верхние обвязки обеих половинок соединяются между собой спе-
циальным замком, а нижние упираются в порог, укреплённый на буферном бру-
се. Уплотнение среднего притвора достигается постановкой деревянного бруска
между полками обвязочных зетов.

Гондолы имеют 14 разгрузочных люков. Крышка разгрузочного люка
(фиг. 376) представляет собой стальной лист 1 толщиной 6 мм с выштампован-
ными в нём гофрами. К листу приклёпываются ушки петель 2, запорные уголь-
ники 3 и угольники жёсткости 4. До 1936 г. крышки люка изготовлялись из
плоского листа, усиленного вместо выштамповок рёбрами жёсткости в виде
стальных полос, приваренных узким ребром к нижней стороне листа. Эти
крышки имели приваренные петли. В эксплуатации в швах приварки рёбер
жёсткости часто появлялись трещины, а около петель надрывы листа крышки
люка.

Штампованные крышки также не обладают необходимой прочностью,
вследствие чего у них часто наблюдаются остаточные прогибы и трещины.
Поэтому разработана новая усиленная конструкция крышки люка (фиг. 377),
которая в настоящее время внедряется в производство. Усиленная крышка
люка штампуется из листа толщиной 5 мм. Усиление достигнуто за счёт
увеличения высоты гофров /, применения полых балочек 2 и угольни-
ков 3, увеличивающих жёсткость крышек люка на изгиб в поперечном на-
правлении.

В закрытом состоянии крышка люка опирается одной стороной на шарниры,
а другой на запорные угольники, которые удерживаются закидкой запор-
ного механизма. Запорный механизм (фиг. 378) выполнен в виде закидки /,
которая подвешена к угольнику нижней обвязки фермы через скобу 2. Закид-
ка в рабочем положении фиксируется запорным сектором 3. Верхний зуб за-
кидки служит для плотного прижатия крышки к контуру люкового проёма.
После поднятия крышки вручную до первого зуба она поджимается на второй
при помощи лома, закладываемого в петлю 4. Угол наклона крышки откры-
того люка, расположенного между тележками, составляет 32° и над тележ-
ками 26°.

В гондолах прежних лет постройки конструкция некоторых элементов
рамы и кузова отличается от рассмотренной выше. Хребтовая балка (фиг. 379)
сваривались из тавра 1 сечением 75 X 75 X 8 мм, штампованной накладки 2
толщиной 8 мм, двух вертикальных листов 3 сечением 290 X 10 мм и двух
уголков 4 сечением 130 X 90 х 12 мм для подкрепления нижних кромок
листов. К наклонным плоскостям накладки прикреплялись ушки 5 шарниров
люков. В узлах примыкания поперечных балок устанавливались рёбра жёст-
кости 6 толщиной 8 мм. На фиг. 379 левая половина соответствует сечению
у шкворневой балки, правая — у промежуточной.

Такая хребтовая балка при большой трудоёмкости её изготовления в экс-
плуатации оказалась недостаточно прочной. Вертикальные листы балки в зоне
установки задних упорных угольников автосцепки часто получали местные
остаточные деформации, а в сварных швах соединения листов со штампован-
ной накладкой возникали трещины. Для^ликвидации этих недостатков хреб-
товая балка была заменена конструкцией, рассмотренной выше.

Разрез по б В

Фиг. 376. Крышка люка

Фиг. 378. Запорный механизм люка

Фиг. 377. Крышка люка, усиленная выштам-
повками и рёбрами жёсткости

Фиг. 379. Сечение хребтовой
балки гондолы прежней кон-
струкции

Буферный брус гондолы прежней конструкции изготовлялся из верти-
кального листа размером 3 040 X 550 X 10 мм, верхнего горизонтального
листа — 2 790 X 340 X 10 мм и нижнего — 2 965 X 280 X 10 мм, который
усиливался угольниками. Угловые стойки выполнялись из угольника сече-
нием 100 X 75 ХЮ мм и подкреплялись контрфорсами из листа толщиной
8 мм. Шкворневые и'дверные стойки выполнялись из зетов сечением 100 X
X 75 X 6,5 мм. Промежуточные стойки имели составное сечение: 80 X 8 мм
(стенка), 140 X 7 и 70 X 12 мм (полки). К широкой полке прикреплялась
обшивка стенки. Раскосы концевых панелей изготовлялись из углового про-
ката сечением 60 X 60 х 8 мм, а остальных панелей — из полосовой стали
сечением 140 х 8 и 100 X 8 мм. Раскосы из полос легко теряют устойчивость
при сжатии и непригодны для воспринятая нагрузки от распора сыпучих гру-
зов. Поэтому в последующих конструкциях гондол эти раскосы заменены штам-
пованными (с одним гофром вдоль продольной оси), а промежуточные стойки
Фиг. 380. Цельнометаллическая гондола

ГРУЗОВЫЕ ВАГОНЫ
составного сечения — стойками из углотаврового проката сечением 100 X
X 60 X 120 X 8 мм. Верхняя обвязка фермы выполнялась из швеллера се-
чением 120 X 55 X 6,5 мм. В эксплуатации часто наблюдаются значительные
искривления верхней обвязки, обусловленные главным образом небрежным
выполнением погрузочных и разгрузочных (на вагоноопрокидывателях)
работ.

Большим недостатком гондол рассмотренной конструкции является на-
личие деревянной обшивки стенок, которая часто повреждается. При погрузке
неполностью остывшего кокса возможны случаи загорания обшивки.

От указанных недостатков свободна цельнометаллическая
гондола (фиг. 380), вертикальные стенки которой выполнены из стальных

листов толщиной 5 мм, подкреплённых
штампованными стойками. Листы обшивки
боковых стенок имеют выштамповки
(фиг. 381); листы обшивки лобовых дверей
также снабжены гофрами. Это целесообраз-
но для придания хорошей устойчивости ли-
стам и необходимой прочности кузову без
увеличения его веса.

Конструкция рамы цельнометалличе-
ской гондолы подобна рассмотренной
выше раме гондолы с деревянной об-
шивкой.

Для увеличения парка полувагонов
было построено некоторое количество ва-
гонов этого типа путём переоборудова-
ния четырёхосных платформ грузоподъём-
ностью 60 т (фиг. 382). Эти полувагоны
имеют раму четырёхосной платформы
и люки, расположенные в боковых стен-
ках вагона. При открывании люков из них
высыпается только часть груза и даль-
нейшая выгрузка осуществляется вруч-
ную.

Боковые стенки этих полувагонов вы-
полнены из листов толщиной 6 мм, под-
креплённых стойками зетобразного сече-
ния. Верхняя обвязка образована отштам-
повкой верхнего края листа, а в некото-
рых конструкциях выполнена из швеллера.
Жёсткость листов обшивки торцевых сте-
нок обеспечивается горизонтальными гоф-
рами. Часть полувагонов имеет гладкие

Фиг. 381. Разрезы боковых стенок
цельнометаллической гондолы:

а—в крайнем пролёте; б—у промежуточ-
ной стойки; в —между выштамповками

листы торцевых стенок, усиленные вертикальными стойками. Пол выпол-
нен из сосновых досок толщиной 55 мм.

На фиг. 383 показан четырёхосный хоппер для перевозки угля
грузоподъёмностью 50 т.

Характерной особенностью хоппера является кузов, выполненный по
форме бункера с наклонными торцевыми стенками (в данном случае под углом
35° к горизонту), по которым груз сползает к разгрузочным люкам, располо-
женным в нижней части вагона. Хопперы служат только для перевозки сы-
пучих грузов. Поэтому этот тип вагона выгодно применять лишь на тех направ-
лениях, где имеются встречные потоки сыпучих грузов (например, уголь и
руда). Обычно при одинаковой грузоподъёмности и ёмкости кузова тара хоп-
пера получается меньше, чем гондолы.

Кузов четырёхосного хоппера имеет несущие боковые стенки ферменного
типа. Каркас кузова изнутри обшит деревянной обшивкой.
Для лучшего противодействия боковых стенок усилиям распора и более
равномерной выгрузки вагона внутри кузова посредине поставлены специаль-
ные контрфорсы, связанные с поперечной балкой рамы и между собой. Вы-
грузка производится через боковые люки, расположенные по обе стороны ва-
гона параллельно его оси.

Основным недостатком конструкции1 четырёхосного хоппера является
его неспокойный ход, большие динамические усилия, передающиеся на ва-
гон и путь, и пониженная безопасность движения. Как показали опыты
ЦНИИ, главной причиной неспокойного хода хоппера является высокое поло-
жение его центра тяжести и малая база, примерно равная половине длины
рельса. Это приводит к прогрессивному нарастанию амплитуд вертикаль-
ных колебаний при скорости, равной половине критической (65—75 км/час).
В настоящее время постройка этих вагонов не производится.

В вагонном парке имеются цельнометаллические двухосные хопперы гру-
зоподъёмностью 25 т. Рама двухосного хоппера по конструкции подобна

Фиг. 383. Четырёхосный хоппер

раме 20-ги крытого вагона, но в пределах бункерной части кузова хребтовая
балка перекрыта штампованной двускатной накладкой для улучшения разгруз-
ки. Вертикальные и наклонные стенки обшиты стальными листами толщиной
6 мм. Все соединения выполнены на заклёпках.

Кроме описанных конструкций хопперов, имеется относительно неболь-
шое количество полувагонов с так называемым седлообразным дном. Эти ва-
гоны используются исключительно для перевозки торфа. Кузова их имеют вы-
сокие стенки и двускатный пол с коньком вдоль продольной оси и разгру-
жаются через люки в боковых стенках.

1 Эксплуатационные недостатки хопперов рассмотрены в главе III.
Для обеспечения большого объёма строительных работ, осуществляемых
в нашей стране, возникла потребность в специализированных вагонах
для перевозки цемента. До последнего времени цемент перево-
зился в крытых вагонах, что сильно затрудняло его погрузку и выгрузку,
а также приводило к большим потерям.

В настоящее время отечественная промышленность приступила к по-
стройке цельнометаллических цементных вагонов грузоподъёмностью 60 т
(фиг. 384).

Так как для сохранности цемента требуется полная герметичность кузова,
последний выполнен закрытого типа. Боковые стенки кузова расположены
вертикально, а торцевые для обеспечения хорошей разгрузки вагона — под
углом 50° к горизонту. В нижней части кузова имеются четыре бункера с лю-
ками, расположенными между рельсами. Стенки бункеров имеют такой же
угол наклона, как и торцевые стенки кузова. Люки бункеров закрываются вы-
движными заслонками (шиберами). Для загрузки вагона крыша оборудуется
восемью люками с крышками на шарнирах и приспособлениями для пломби-
рования.

Боковые стенки кузова несущего типа выполнены из стального листа тол-
щиной 4 мм, приваренного к стойкам зетобразного профиля сечением 100 X
X75x6,5 мм. Нижние концы стоек приварены к боковым балкам рамы,
а верхние — к обвязочному угольнику сечением 100 х 75 X 10 мм.

Торцевые стенки кузова сделаны из листа толщиной 6 мм, который под-
креплён каркасом из уголков сечением 90 X 60 X 8 мм. Верхняя обвязка
этих стенок имеет сечение 100 X 75 X 10 мм. Средняя часть торцевой
стенки подкрепляется стойками, соединёнными с рамой вагона. Соединение бо-
ковой и торцевой стенок выполнено посредством уголков сечением 60 х 60 х
X 6 мм.

Крыша вагона изготовлена из листа толщиной 3 мм, прикреплённого
к каркасу, состоящему из дуг углового профиля сечением 75 х 50 X 8 мм,
продольных элементов из уголка сечением 30 X 30 X 5 мм и обвязки из
уголка сечением 60 х 60 X 6 мм.

Запорное устройство люка бункера выполнено в виде стальной литой рам-
ки с пазами, в которых перемещается шибер. Перемещение шибера осущест-
вляется посредством зубчатой рейки, связанной с шестернями, расположен-
ными на валу запорного механизма. Вращение вала производится ломиком,
вставляемым в отверстия специальной головки, расположенной на конце вала
сбоку вагона. Такое устройство позволяет получить достаточно большое уси-
лие, необходимое для прерывания струи высыпающегося цемента при частич-
ной разгрузке вагона, а также для преодоления сил трения при открывании ши-
бера. Для предотвращения самопроизвольного открывания шибер фиксирует-
ся качающимся сектором, который имеет приспособление для пломбиро-
вания.

Рама вагона состоит из хребтовой балки, двух боковых и шкворневых
балок, одной средней поперечной балки и двух буферных брусьев. Хребтовая
балка выполнена из двух зетов специального проката сечением 310 X 185 X
X 125x20х 11 мм. Боковые балки изготовлены из швеллера сечением 200х
х75х8юи, а шкворневые балки, поперечная балка и буферный брус выпол-
нены сварными из листовой стали.

Для доступа к загрузочным люкам вагон снабжён лестницами, а крыша
оборудована специальными мостиками.

В последние годы на строительстве железных дорог и других больших
стройках получили широкое распространение саморазгружающиеся полу-
вагоны с опрокидывающимися кузовами. Эти полу-
вагоны допускается использовать с выходом на железнодорожные пути
общего пользования (магистральных железных дорог).

Конструкция самоопрокидывающихся полувагонов, относящихся к под-
вижному составу промышленного транспорта, описывается в специальной
литературе.
Разрез по в£

442	ГРУЗОВЫЕ ВАГОНЫ
Дальнейшее развитие конструкции полувагонов должно быть направлено
в сторону снижения тары и повышения их эксплуатационной надёжности.
Большое значение имеет разработка удачной конструкции механизма для цен-
трализованного открывания и закрывания люков гондол. Последнее особенно
важно для ускорения процесса разгрузки.

Целесообразно также создание специальных шести- или восьмиосных
полувагонов для перевозки железной и цветной руды грузоподъёмностью
до 100 т и полувагонов с увеличенными размерами кузова для пере-
возки сахарной свёклы, торфа и других легковесных грузов.

3.	ПЛАТФОРМЫ

На платформах перевозятся лесные строительные материалы, прокат,
различные машины, штучные и тарные грузы. Платформы особенно удобны
для контейнерных перевозок, которые имеют большое значение для доставки
небольших партий товаров, преимущественно предметов народного потребле-
ния. Нередко платформы используются для перевозки руды, угля, щебня и
других сыпучих грузов.

Перевозка ряда грузов требует надёжного укрепления их от перемещений
иопрокидывания, а также использования возможностей габарита'подвижного
состава. В связи с этим платформы оборудуются специальными скобами для
лесных стоек и увязочными кольцами. Перевозка сыпучих грузов требует
устройства вертикальных ограничивающих поверхностей, которыми являются
откидные борта платформы.

На фиг. 385 показан общий вид двухосной платформы грузо-
подъёмностью 20 т. Рама имеет хребтовую балку и по конструкции подобна

раме 20-ти крытого вагона. Платформы оборудованы автосцепкой. Для обеспе-
чения перевозки сосредоточенных грузов боковые балки рамы усилены одноко-
лоночными шпренгелями. Пол настилается из досок толщиной 48 мм прямо-
угольного сечения; во избежание накопления влаги доски пола платформ
не имеют соединения в четверть. По торцам доски перекрываются армировоч-
ным угольником, который одновременно используется для прикрепления досок
к угольникам боковой обвязки рамы при помощи болтов с потайными голов-
ками. В средней части доски пола прикрепляются болтами через специаль-
ные скобы к полкам хребтовой балки подобно тому, как это делается в
крытых вагонах.

Конструкция бортового запора платформы показана на фиг. 386. Для
закрепления борта в поднятом состоянии используются швеллерные стойки,
которые в нерабочем состоянии могут свободно опускаться вниз через отверстия
в полу. Кроме того, боковые борта соединяются с торцевыми при помощи заки-
док. Для предохранения бортов от удара о раму при их открывании на раме
ставятся упругие пластины, называемые отбойными пружинами, а на бортах —
предохранительные планки ромбической формы.

При погрузке катучих грузов и при перевозке длинномерных грузов, вы-
ходящих за пределы рамы, торцевые борта опускаются, опираясь на специаль-
ные кронштейны, установленные на буферном брусе.
Для установки деревянных стоек, необходимых при перевозке лесных ма-
териалов, в полу платформы (за пределами боковых балок) имеется шесть пар
гнёзд, оборудованных скобами лесных стоек (фиг. 387).

Основным типом платформ является четырёхосная платфор-
ма грузоподъёмностью 60 т (фиг. 388).

Рама платформы состоит из четырёх продольных балок, по форме прибли-
жающихся к брусу равного сопротивления изгибу, изготовленных из двутавро-
вого проката сечением 550 X 166 X 12,5 мм.

Фиг. 386. Бортовой запор платформы

Переменное по высоте сечение балок получается следующим образом:
по концам балок вырезаются части стенок, после чего нижние полки подги-
баются и привариваются к оставшимся частям стенок. Средние продольные
балки, образующие хребтовую балку, связаны между собой рёбрами жёст-
кости, при этом расстояние между внутренними поверхностями стенок равно
327 мм. Последнее необходимо по условиям установки упряжного устройства
автосцепки. В поперечном направлении все продольные балки связаны между
собой буферными брусьями (фиг. 389, а), шкворневыми балками (фиг. 389,6)
и промежуточными балками (фиг. 389, в).

Для подкрепления пола между средними и боковыми продольными бал-
ками размещены вспомогательные продольные балочки из швеллеров сече-
нием 140 X 60x7 мм.
Буферный брус (фиг. 389,а) состоит из верхнего и нижнего горизонталь-
ных^'листов размерами 2 698 X 360 X 12 мм и вертикального — размером
2 870 X 374 X 10 мм. Места установки буферных стаканов усилены наклад-
ками толщиной 25 мм, а для опоры откинутого торцевого борта предусмот-

рены кронштейны.

Шкворневая балка короб-
чатого сечения (фиг. 389,6) со-
ставлена из верхнего и нижнего
горизонтальных листов сечением
420 X 12 мм и вертикальных
листов толщиной 10 мм.

Фиг. 337. Скооа лесной стойки

Промежуточная балка дву-
таврового профиля (фиг. 389,в)
составлена из горизонтальных
листов размерами 2 756 X 150х
X 12 мм и вертикального ли-
ста* толщиной 10 мм. Верхний
лист опущен для укладки вспо-
могательных балочек и пропу-
щен через стенки продольных
балок. Нижний лист на участке
между средними продольными
балками усилен швеллером.

Платформа оборудована де-
ревянными бортами и полом из
досок толщиной 55 мм. Прикрё-
пление пола выполнено так же,
как и в двухосных платформах.
Конструкция продольного бор-
тового запора показана на
фиг. 390. Лесные скобы вынесе-
ны наружу на вертикальные
стенки боковых балок.

Для лучшего использова-
ния грузоподъёмности плат-
формы необходимо иметь воз-
можно большую высоту бор-
тов. Однако высота боковых
бортов при их опущенном поло-
жении ограничивается габари-
том подвижного состава. Для
определения возможной высоты
бокового борта вычерчивается
рамка габарита, в которую вписывается борт в опущенном положении (фиг.£391).
Из фигуры видно, что при неизменяемых прочих условиях (высота пола, кон-
струкция шарниров и др.) дальнейшее увеличение высоты боковых бортов
повлечёт за собой выход из габарита их выступающих частей, что недопу-
стимо по условиям безопасности движения.

Фиг. 389. Поперечные балки рамы платформы:
а—буферный брус; б—шкворневая балка; в—промежуточная балка

Высота торцевого борта определяется из условий движения с опущен-
ными бортами при минимально возможном расстоянии от буферного бруса до
плоскости зацепления ударно-тяговых приборов.

Большим недостатком платформ с деревянными бортами является недо-
статочная прочность последних. В эксплуатации деревянные борта часто лома-
ются, ненадёжно закрепляются и плохо воспринимают распорные нагрузки
от сыпучих грузов. Для ликвидации указанного недостатка наша промышлен-
ность приступила к постройке платформ той же грузоподъёмности (60 т)
с металлическими бортами (фиг. 392). Эти платформы имеют раму, аналогич-
ную рассмотренной выше. Однако вследствие несколько увеличенной длины
и базы потребовалось усиление продольных балок. Это усиление достигнуто
приваркой накладок сечением 140 X 12 мм к верхним полкам продольных ба-
лок в средней их части на длине 6 500 мм.
Металлические борта изготовлены штамповкой из листа толщиной 3 мм
(фиг. 393). Для подвески борта к нему приварены петли 1 с увязочными коль-
цами 2. Конструкция бортового запора 3 аналогична показанной на фиг. 390.

Кромки листа подкреплены отбортовками 4, а средняя
часть — выштамповками 5.

Общим недостатком всех платформ, как указывалось
в главе III, является неполное использование их грузо-
подъёмности.

Частичное устранение этого недостатка достигает-
ся в платформах последней конструкции (см. фиг. 392),
имеющих несколько большую погрузочную длину и вы-
соту бортов, чем в платформах прежней конструкции
(см. фиг. 388). Длина рамы, равная 13,4 м, обеспечивает
размещение двух штабелей лесоматериалов длиной рас-
пиловки 6,5 м в пределах длины платформы. Высота
боковых бортов, равная 500 мм, при большей длине ра-
мы позволяет поместить большее количество сыпучих
грузов (например угля), чем на платформах с деревян-
ными бортами, имеющими высоту 450 мм (боковых бор-
тов).

Конструкция бортовых запоров платформ не всегда
обеспечивает надёжное закрепление бортов и поэтому
требует дальнейшего совершенствования.

Фиг. 390. Конструк-
ция продольного бор-
тового запора

Фиг. 391. Вписывание в габарит бортов платформ:

а — четырёхосной грузоподъёмностью 60 т; б — двухосной грузоподъёмностью 20 т

4. ТРАНСПОРТЁРЫ

Транспортёры предназначаются для перевозки тяжеловесных и крупно-
габаритных грузов (трансформаторы, роторы генераторов и турбин, крупные
отливки ит. п.). На наших дорогах имеются транспортёры грузоподъём-
ностью от 26,5 до 180 т. От величины грузоподъёмности зависит число колёс-
ных пар транспортёра и соответственно этому — конструкция элементов,
передающих нагрузку на оси.
Ртрез по ня

ГРУЗОВЫЕ ВАГОНЫ
Например, транспортёр грузоподъёмностью 70—80 tn (фиг. 394) имеет восемь
колёсных пар. Конструкция его состоит из главной балки 1 и рам 2, которые
опираются на обычные двухосные тележки грузовых вагонов. Этот транспор-
тёр предназначен для перевозки сосредоточенных (на длине 2 м посредине
главной балки) грузов весом до 70 пг и равномерно распределённых вдоль
грузовой площадки (горизонтальная часть главной балки) весом до 80 tn.
Главная балка 1 опирается на рамы 2 через сферические пятниковые опоры
и от опрокидывания предохраняется скользунами. На опорных рамах 2 мон-
тируются ударно-тяговые приборы и тормозное оборудование.

Транспортёр грузоподъёмностью 150 пг (фиг. 395) имеет 12 колёсных пар.
Конструкция его, кроме главной балки /, состоит из промежуточных
балок 2 и четырёх специальных трёхосных тележек 3.

Фиг. 395. Транспортёр грузоподъёмностью 150 пг

Транспортёр грузоподъёмностью 180 пг (фиг. 396) имеет 16 колёсных пар.
Конструкция его состоит из главной балки 1 и рам 2, опирающихся на специ-
альные балки 3, каждая из которых в свою очередь опирается на пятники двух
тележек 4.

В транспортёрах, имеющих грузоподъёмность меньше 70 пг, главные
балки непосредственно опираются на двух- или трёхосные тележки.

Характерной особенностью рассмотренных транспортёров является пони-
женный уровень погрузочной площадки, необходимый для перевозки высоких
грузов (например, трансформаторы). Высота уровня погрузочной площадки
зависит от высоты среднего сечения главной балки и расстояния нижней её
кромки от головки рельсов (это расстояние ограничено габаритом). Чтобы
избежать уменьшения этого расстояния вследствие прогиба нагруженной
главной балки, последней при изготовлении придаётся начальный обратный
прогиб, по величине равный прогибу в нагруженном состоянии. Ширина глав-
ной балки ограничивается нижней (суженной) частью очертания габари-
та подвижного состава. При этом учитываются ограничения ширины, обу-
словленные вписыванием в габарит транспортёра, смещения которого состав-
ляются из смещений тележек, промежуточных и главной балок.

Транспортёры изготовляются клёпаной и сварной конструкции. Главные
балки обычно состоят из нескольких вертикальных листов, которые сверху
перекрываются сплошными листами, а снизу усиливаются горизонтальными
полосами-накладками. Участки перегибов главной балки, где возникают зна-
29 Вагоны
3320

Фиг. 397. Транспортёр с прямой главной балкой грузоподъёмностью 120 т

450	ГРУЗОВЫЕ ВАГОНЫ
чительные местные напряжения вследствие кривизны, усиливаются дополни-
тельными накладками и подкрепляются рёбрами.

Для закрепления груза на стенках главной балки с наружной стороны
обычно ставятся увязочные кольца и скобы.

Кроме описанных выше транспортёров с пониженной погрузочной площад-
кой, на наших железных дорогах имеется небольшое количество транспортё-
ров грузоподъёмностью 100—120 т с прямой главной балкой (фиг. 397) и с
главной балкой «колодезного» типа (фиг. 398) грузоподъёмностью 80—115 т.

Разрез по А А

По осям сцепления оОтосцепки 170kb

Фиг. 3S8. Транспортёр с главной балкой «колодезного» типа грузоподъёмностью 80 т

Первые предназначены для перевозки тяжеловесных грузов небольших габа-
ритов (валы прокатных станов, шаботы кузнечных молотов, станины крупных
машин и т. п.); вторые — для грузов, имеющих особенно большую высоту
(роторы водяных турбин, маховики и т. п.).

Наличие мощной постоянно развивающейся тяжёлой индустрии в
СССР обусловливает непрерывный рост объёма перевозок тяжеловесных гру-
зов. В связи с этим требуется не только расширение парка транспортёров, но
и увеличение их грузоподъёмности. Нашей промышленностью уже создан 230 /п
транспортёр и ведутся работы по разработке транспортёров большой грузо-
подъёмности.
ГЛАВА XIV

ВАГОНЫ-ЦИСТЕРНЫ

Вагоны-цистерны предназначены для перевозки жидких и газообраз-
ных грузов — нефти, бензина, лигроина, керосина, мазута, битума, мине-
ральных и растительных масел, спирта, молока, патоки, воды, кислот,
сжиженных газов и др.

Характерной особенностью вагонов-цистерн является наличие котла,
в котором помещается перевозимый груз.

Появление вагонов-цистерн связано с развитием нефтяной промышлен-
ности. Жидкое состояние, огнеопасность, испаряемость, условия налива и сли-
ва нефтепродуктов потребовали создания соответствующего типа вагонов-
цистерн.

Первые отечественные вагоны-цистерны были изготовлены в 1872 г.
мастерскими бывш. Грязе-Царицынской и Московско-Нижегородской ж. д.

С того времени вагоностроительные заводы России создали много ориги-
нальных конструкций *вагонов-цистерн (нефтяных, бензиновых, спиртовых,
кислотных, газовых, комбинированных системы инж. Кубасова и др.). Однако
дореволюционный парк цистерн отличался излишней разнотипностью (свыше
250 типов) и состоял преимущественно из малогрузных вагонов.

За годы советской власти в связи с быстрым ростом нефтедобычи, хими-
ческой и пищевой промышленности произошло коренное изменение парка
вагонов-цистерн. Вагоностроительная промышленность снабдила железные до-
роги новыми, более совершенными конструкциями цистерн. Наиболее совер-
шенная четырёхосная цистерна ёмкостью 50 м3 занимает теперь преобладаю-
щее место в наливном парке. Кроме того, строились в значительном коли-
честве двухосные цистерны ёмкостью 25 м3, а также битумные, кислотные
и др.

Характеристики наиболее типичных конструкций цистерн и битумных
полувагонов современного парка приводятся в табл. 49.

1. ЧЕТЫРЁХОСНАЯ ЦИСТЕРНА ЁМКОСТЬЮ 50 м3

Изготовление четырёхосных вагонов-цистерн ёмкостью 50 м3 началось
в 1927 г. Цистерны строились клёпаной конструкции; хребтовая балка рамы
усиливалась шпренгелями.

В 1931 г. в связи с развитием электросварки началось изготовление кот-
лов сварной конструкции. Рамы цистерн изготовлялись без шпренгелей.
Последнее стало возможным после проведённых исследований экспери-
ментального бюро Центрального научно-исследовательского института
транспортного строительства, показавших, что большая жёсткость котла,
значительно превышающая жёсткость продольных балок рамы, обуслов-
ливает передачу вертикальной нагрузки главным образом на шкворневые
балки рамы.

Однако рамы цистерн ёмкостью 50 м3 первых выпусков имели суще-
ственный недостаток: отсутствовали боковые балки в средней части
вагона.
Таблица 49

Характеристики основных конструкций цистерн и битумных полувагонов

№ по пор.		Тип цистерны		Размеры рамы в мм			Размеры котла			Грузоподъ- ёмность  в т	Т ара вагона в т	Нагрузка в т		Коэффициент  тары
				длина по буферным брусьям		база вагона	наружная длина в мм	внутрен- 1	НИЙ  диаметр в мм	калибро- вочный тип			от оси на  рельсы	на 1 пог. м пути	
1		Двухосная цистерна типа'русских												
		государственных железных дорог без ручного тормоза 			6 444		3810	6274	1 748	252—267 (116-137)	15,2—15,9	7,5	11,50	3,00	0,49
2		То же с ручным тормозом ....		6 444		3810	6 274	1 748	252—267 (116-137)	15,2—15,9	8,1	11,80	3,10	0,52
3		Четырёхосная цистерна ёмкостью												
		50 л<3 клёпаной и сварной конструк- ции постройки 1927—1941 гг. без ручного тормоза			10 800		7 120	9 600	2 600	5—13(4)	50	21,8—24,0	18,50	6,10	0,44—0,48
4		То же с ручным тормозом . . .		11 000		7 120	9 600	2 600	5—13(4)	50	22,5—24,7	18,65	6,10	0,45—0,49
5		Двухосная цистерна ёмкостью 25 м3 постройки 1931 — 1937 гг. без ручного тормоза 			7 560		3 900	6 740	2 200	40—45 (5-9)	25	11,0	18,00  18,35	4,10	0,44  0,47
6		То же с ручным тормозом . . . Четырёхосная цистерна ёмкостью		7 740		3 900	6 740	2 200	40—45 (5-9)	25	11,7		4,10	
														
7				10 800		7 000	9 600  10 020	2 600  2 890	36 (4)	50	25,0	18,75	6,25	0,50
		50 м3 для битума													
8		Двухосная цистерна ёмкостью  25 м3 для битума			7 560		3900	6 740  7310	2 200  2 552	46 (5)	25	13,5	19,25	4,37	0,54

ЧЕТЫРЕХОСНАЯ ЦИСТЕРНА ЕМКОСТЬЮ 50 м*	453
о Е  О Е  £	Тип цистерны	Размеры рамы в мм		р<
		длина по буферным брусьям	база вагона	наружная длина  в мм
9	Четырёхосная цистерна ёмкостью 26 м8 для меланжа и серной кисло- ты без ручного тормоза		10 800	7 120	9 600
10	То же с ручным тормозом . . .	11 000	7 120	9 600
11	Четырёхосная цистерна ёмкостью 26 л<8 для олеума без ручного тор- моза 		10 800	7 120	9 600  10 000
12	То же с ручным тормозом . . .	11 200	7 120	9 600  10 000
13	Четырёхосная цистерна ёмкостью 50 м3 для аммиака			11 000	7 000	9 600  9 900
14	Двухосная цистерна ёмкостью  25 м3 для аммиака 		7 740	3 900	6 740  7 040
15	Четырёхосная цистерна ёмкостью 50 м3 постройки 1945—1053 гг. без ручного тормоза 		10 800	7 120	9 600
16	То же с ручным тормозом . . .	11 000	7 120	9 600
Продолжение

азмеры котла		Г рузоподъ- ёмность в т	Тара вагона в т	Нагрузка в т		Коэффициент тары
внутрен- ний диаметр в мм	калибро- вочный тип			от оси на рельсы	на 1 пог. м пути	
1 890	37 (252)	50	23,0	18,25	6,08	0,46
1890	37 (252)	50	23,7	18,40	6,00	0,47
1 890  2 290	37 (252)	50	24,0	18,50	6,17	0,48
1 890  2 290	37 (252)	50	24,7	18,70	6,00	0,49
2 600  2 900	10—13(4)	50	25,0	18,75	6,13	0,50
2 200  2512	40-45 (5)	25	13,5	19,25	6,25	0,54
2 600	14—22 (4)	50	23,5—25,0	18,75	6,25	0,47—0,50
2 600	14—22 (4)	50	24,2—25,7	18,93	6,20	0,48—0,51

454	ВАГОНЫ-ЦИСТЕРНЫ
17	Двухосная цистерна ёмкостью  25 м8 постройки 1945—1948 гг. без ручного тормоза 	 7 900	4 200  18	Двухосная цистерна	ёмкостью  25 jw8 для спирта	 7 900	4 2С0  19	Четырёхосная цистерна	ёмкостью  33 м8 для меланжа	 108С0	7 120  20	Четырёхосная цистерна	ёмкостью  34 м8 для крепкой азотной кислоты с ручным тормозом	 11 000	7 120  21	Четырёхосная цистерна ёмкостью  36,5 л<3 для слабой азотной кислоты с ручным тормозом	 11	000	7	120  22	Четырёхосная цистерна ёмкостью  47,5 л8 для сжиженных газов . . .	10 800	7 120  23	Двухосный бункерный полувагон  без ручного тормоза 	 9 204	5 500  24	Четырёхосный бункерный полува-  ген без ручного тормоза 	 12 974	9 294  Примечания. 1. Дробью показаны размеры ци<  натель—наружные длина и диаметр.  2. В скобках указаны прежние калибровочные тип	6 640  6 695  8 780  9 400  9 600  9 6С0	2 200  2 200  2 200  2 160  2 180  2 568	47—50	25	13,5	19,25	4,22	0,54  (251)  51—52	20	18,0—18,5	19,25	4,17	0,90  38-39	50	23,70	18,40	6,13	0,47  (399)  —	50	23,4	18,35	6,СО	0,47  —	50	26,0	19,00	6,22	0,52  —	24	32,65	14,16	4,71	1,36  —	15	13,9	14,45	2,78	0,93  —	40	32,0	18,00	5,10	0,80  числитель — длина без изоляции и внутренний диаметр, знаме-
	9 720  Длина бункера 2 350  Длина бункера 2 675  стерн с и: ы.	2 /23  Ширина бункера (вверху) 2 420*  Ширина бункера (вверху) 2 782  юля цис й:	

ЧЕТЫРЁХОСНАЯ ЦИСТЕРНА ЁМКОСТЬЮ 50 м*	__________455
При наличии буферов рама цистерны воспринимает большие продольные
горизонтальные усилия, передающиеся не только через автосцепку, но и через
буфера. В эксплуатации неизбежны случаи передачи этих усилий вдоль од-
ной стороны вагона или по диагонали. Поэтому рамы подобной конструкции
часто повреждались в эксплуатации, особенно в местах соединения хребтовой
и шкворневой балок.

Проведённые в 1934 г. Научно-исследовательским институтом железно-
дорожного транспорта испытания установили перенапряжение хребто-
вой и шкворневой балок этих цистерн. Осуществлённое в 1934 г. усиление рамы
постановкой косынок и угольников в месте соедине-
ния хребтовой и шкворневой балок оказалось не-
достаточным. Поэтому, начиная со второй Головины
1936 г., рамы цистерн ёмкостью 50 лг3 были допол-
нительно усилены. Последнее усиление заключалось
в постановке дополнительных балок (показаны на
фиг. 399 пунктирными линиями): двух боковых 1
(между шкворневыми), изготовлявшихся из швел-
леров № 18, двух поперечных промежуточных 2,
ртикальных листов толщиной 8 мм и поясных верх-

них и нижних сечением 120 X 10 мм, и четырёх диагональных упорных 3
из швеллеров № 30. Последние предназначались для передачи нагрузки от
буферов на хребтовую балку с целью облегчения работы буферного бруса.

Конструкция рамы четырёхосной цистерны (с ручным тормо-
зом) ёмкостью 50 ти3 современной постройки показана на фиг. 400.

Хребтовая балка составлена из двух швеллеров 300 х 100 X 11 мм,
перекрытых сверху и снизу накладками по всей длине, за исключением консо-
лей. Внутренние стенки швеллеров хребтовой балки расположены на расстоя-
нии 350 мм друг от друга в связи с постановкой сменных прокладок для предо-
хранения хребтовой балки от истирания поглощающими аппаратами авто-

Фиг. 399. Схема рамы
четырёхосной цистерны

ИЗГОТОВЛЯВШИХСЯ из

Фиг. 400. Рама четырёхосной цистерны (с ручным тормозом)

сцепки. Некоторые вагоностроительные заводы изготовляют хребтовую балку
из двух специальных зетов № 31 (ГОСТ 5267-50) с нижней накладкой.

Боковые балки имеют постоянное сечение по всей длине — швеллер 200 х
X 100 X 8 мм. Для облегчения технологии изготовления и унификации с дру-
гими типами рам консольная часть выполнена без сужения к буферному брусу,
имевшегося в рамах четырёхосных цистерн прежней конструкции.

Буферный брус представляет собой Г-образную штамповку (вертикальный
и верхний горизонтальный поясные листы) с уменьшенной высотой по концам
и усиленную нижним поясным листом. Некоторые заводы изготовляют штампо-
ванные брусья П-образного профиля. Буферный брус присоединяется к хребто-
вой и боковой балкам заклёпками, что облегчает возможность его снятия при
ремонте.

Шкворневая балка — коробчатого сечения. Для увеличения жёсткости
надпятникового места предусмотрена специальная стальная отливка, прикреп-
ляемая к раме заклёпками.

Рама имеет две поперечные промежуточные балки, составленные из вер-
тикального листа, верхней и нижней накладок, и дополнительную короткую
поперечную балку, предназначенную для подвешивания тормозного цилиндра.

Диагональные балки на консолях в этой конструкции отсутствуют.

Проведённые Всесоюзным научно-исследовательским институтом желез-
нодорожного транспорта в 1946 г. испытания четырёхосной цистерны совре-
менной постройки показали большую прочность рамы. Наибольшие замерен-
ные напряжения в раме гружёной цистерны (вертикальная статическая на-
грузка) составляют в хребтовой балке 162 кг!см1, в боковых балках 133 кг!см2
и в шкворневых балках 158 кг!см2. Следовательно, рама цистерны почти не уча-
ствует в воспринятии вертикальной статической нагрузки, что объясняется
большой жёсткостью котла по сравнению с жёсткостью продольных балок ра-
мы: почти вся нагрузка передаётся шкворневым балкам рамы, а рт последних
через пятники на тележки.

При подъёме цистерны домкратами (или краном), установленными по кон-
цам одной шкворневой балки рамы, в её балках согласно упомянутым выше ис-
пытаниям возникают следующие максимальные напряжения: в хребтовой
88 кг/см2, в боковой 384 кг/см2 и в шкворневой 472 кг!см2.

Однако напряжённое состояние рамы резко отличается от описанного,
если поднимать гружёный вагон-цистерну, устанавливая домкраты под буфер-
ные брусья.

При испытаниях четырёхосной цистерны ёмкостью 50 м3, производив-
шихся в 1938 г. Институтом электросварки Академии наук УССР, в кон-
сольной части хребтовой балки обнаружены остаточные деформации и изме-
рены напряжения величиной 2 950 кг!см2, обусловленные подъёмом вагона
домкратами, установленными под буферный брус. Следовательно, при подъёме
вагона-цистерны необходимо прикладывать усилия к шкворневым балкам,
а не к буферным брусьям.

При проектировании рамы цистерны главное внимание следует уделять
расчёту на горизонтальные ударн о-т яговые уси-
лия.

Котёл цистерны ёмкостью 50 м3 прежнего изготовления (фиг. 401)
имеет нижний продольный (броневой) лист толщиной 10 мм, пять верхних
полубарабанов (обечаек) толщиной 7—8 мм, два сферических днища толщиной
10 мм и цилиндрический колпак, изготовленный из 8-мм листа. Наверху
колпака имеется люк, закрываемый крышкой.

Колпак обычно рассматривается как дополнительная ёмкость, обес-
печивающая сохранение груза при его расширении с изменением температуры
и уменьшение гидравлического удара жидкости.

Если принять наибольшую разность температур за время одного рейса
цистерн 30°, то объём такого груза, как керосин, изменится на 2,15—2,30%,
соответствующие цифры для воды 0,42%, для спирта 2,58%.

Следовательно, для сохранности груза при его температурном расшире-
нии объём колпака должен составлять не менее 2—3?'6 объёма котла. Подобный
объём колпака обычно и принимается при конструировании цистерн.

Известно, что при изменениях скорости движения цистерны в котле воз-
никает гидравлический удар жидкости, вредно сказывающийся на прочности
конструкции. При определённых условиях (герметически закрытый люк) не-
полно налитый колпак является как бы воздушным буфером, уменьшающим
величину гидравлического удара. Исследования показывают, что чем больше
воздуха заключено в колпаке, тем меньше сказывается влияние гидравличе-
ского удара. Поэтому с этой точки зрения целесообразно проектировать кол-
паки больших размеров.
Кроме указанных выше двух назначений колпака, он может быть исполь-
зован также и для следующих целей. При проектировании цистерн требуется
решить сложную задачу: обеспечить полное использование грузоподъёмности
вагона и не допускать частичного заполнения котла при перевозках грузов
с разными удельными объёмами. Эта задача может быть решена, если проекти-
ровать цистерны с расчётом, чтобы при перевозках тяжёлых грузов заполнялся
лишь барабан котла, а при перевозках лёгких грузов — также и колпак.

Однако при этом объём колпака приходится увеличивать, как показывают
подсчёты, до 16—17% ёмкости котла. Такая величина не может считаться слиш-
ком большой: 36 типов наших старых цистерн имеют колпаки больших разме-
ров, доходящие до 40% объёма котла. Достигаемое при этом рациональное
использование грузоподъёмности и объёма цистерны значительно повышает
экономическую эффективность вагона.

Колпак большой ёмкости целесообразно проектировать малой высоты и
большой длины (эллиптическая форма в плане). При этом условии увеличи-

Фиг. 401. Котёл цистерны ёмкостью 50 ж3

вается жёсткость котла, понижается центр тяжести цистерны и удовлетворяют-
ся требования наиболее стесненного габарита. Одновременно следует обеспе-
чивать удобство работы по очистке котлов, предотвращать появление значитель-
ных усилий от гидравлического удара жидкости, неполностью заполняющей
колпак, и не иметь чрезмерных напряжений в зоне соединений колпака с цилинд-
рической частью котла.

При проектировании вагонов-цистерн должно быть выбрано правиль-
ное соотношение между диаметром D и длиной
котла L.

Пределом увеличения диаметра служит очертание габарита подвижного
состава; размеры длины котла связаны с величиной погонной нагрузки на
1 м пути. Однако и в этих пределах размеры D и L могут быть различными.

От размеров диаметра и длины котла зависят:

1)	вес котла,

2)	прочность и жёсткость котла,

3)	устойчивость и плавность хода вагона.

Если проектировать котёл наименьшего веса, отвлекаясь от прочности,
жёсткости, устойчивости и плавности хода, то в пределах габарита подвиж-
ного состава и допускаемой погонной нагрузки на 1 м пути следует выбирать
больший диаметр и меньшую длину.

Если одновременно учитывать и прочность котла, то при тех же условиях
получаются противоположные выводы.

Уменьшение диаметра вызывает понижение центра тяжести цистерны,
а увеличение длины котла обычно увеличивает базу вагона. Всё это способ-
ствует повышению плавности хода и устойчивости вагона.

Таким образом, в рассматриваемых пределах оказывается выгодным умень-
шать диаметр и увеличивать длину котла.

Подробные исследования с учётом всех вышеуказанных факторов приво-
дят к следующей формуле для определения целесообразного размера внутрен-
него. диаметра котла:

D = 0,7 j/V,

где V — объём котла.

Пользуясь этой формулой, получим для четырёхосной цистерны ёмкостью
50 м3 величину D = 2 580 мм, что почти совпадает с осуществлённым в ней
размером (2 600 мм).

Днища четырёхосных цистерн ёмкостью 50 м3, как и в других желез-
нодорожных цистернах, имеют сферическую форму. Радиус сферы равен
3 500 мм, а в месте соединения днища с цилиндрической частью котла имеется
сопряжение, очерченное радиусом 50 мм; в цистерне конструкции 1945 г.
радиус сопряжения равен 100 мм.

Расчёты и экспериментальные данные показывают, что в днищах, особенно
в зоне соединения с барабаном, имеются значительные напряжения. Умень-
шение радиуса сферического днища и более плавная переходная кривая в ме-
сте соединения днища с цилиндром способствуют резкому снижению этих на-
пряжений. При радиусе сферы днища, равном радиусу цилиндрической части
котла, получается конструкция равной прочности и минимального веса.
Однако малый радиус сферы усложняет штамповку днищ.

В ряде конструкций железнодорожных цистерн и в практике современного
котлостроения днища имеют меньший радиус сферы и больший радиус сопря-
жения, чем в цистерне ёмкостью 50 м3.

Следовательно, при проектировании новых цистерн целесообразно умень-
шать радиус днища и увеличивать радиус сопряжения (до 200—300 мм).

В цистернах ёмкостью 50 м3 первых выпусков внутри котла устанавли-
вались поперечные перегородки — волнорезы, предназначавшиеся для
уменьшения воздействия гидравлического удара жидкости. В местах креп-
ления волнорезов в стенках котла возникали большие напряжения.
При неудачном конструктивном и технологическом выполнении мест крепления
волнорезов положение ещё более усугублялось. Результатом явилось массо-
вое повреждение котлов цистерн в местах крепления волнорезов. Поэтому
было решено не ставить волнорезы в котлах (кроме цистерн для специальных
грузов). При этом учитывалось, что на наших железных дорогах неполный
налив котла обычно не имеет места.

Цистерны без волнорезов оказались надёжными в эксплуатации.

Для удобства подъёма обслуживающего персонала на котёл и спуска внутрь
последнего цистерна снабжается соответствующими лестницами с пло-
щадкой у колпака.

Средняя часть котла связана с рамой (см. фиг. 401) посредством фасонных
лап 1, приваренных к броневому листу и прикреплённых к опорным план-
кам 3 точёными болтами 2. Опорные планки привариваются к верхним полкам
хребтовой балки. Главное назначение этой связи—предотвращение продоль-
ного сдвига котла. Концевые части котла свободно лежат на крайних опо-
рах (см. фиг. 400) и могут перемещаться относительно рамы при дефор-
мациях от действия температуры и других факторов.

Верхняя часть опоры имеет очертание, соответствующее радиусу барабана.
Котёл непосредственно лежит на укреплённых в шкворневых и хребтовой бал-
ках деревянных брусках. Последние изготовляются из древесины твёрдых
пород (дуб, лиственница).

У существующих конструкций цистерн величина площади крайних опор
существенно сказывается на прочности котла. Строившиеся ранее четырёх-
осные цистерны с длиной опорных брусков (расположенных над шкворневыми
балками рамы), равной 700 мм, часто поступали в ремонт из-за вмятин и
трещин котла вблизи опорного места.

Увеличение длины этих брусков до 1 000 мм резко сократило число таких
повреждений котла. В настоящее время цистерны строятся с длиной брусков
1 080 мм.

В цистернах ёмкостью 50 м3 площадь опоры равна: при длине опорных брус-
ков 700 мм 1,2 м2, при 1 000 мм 1,7 м2 и при 1 080 мм 1,84 м2.

На прочность оболочки котла также влияют угол обхвата барабана опорой
и расстояние от крайних опорных брусков до продольного шва броневого листа.
Последнее зависит от ширины броневого листа. Необходимо, чтобы не менее
60% площади опоры находилось вне хребтовой балки, а ширина броневого
листа (измеренная по дуге) должна быть не менее 1 900 мм, причём эта ширина
должна быть достаточна для того, чтобы все продольные швы (включая и пере-
крытия) оказались над опорами котла.

В четырёхосных цистернах ёмкостью 50 м3 около 70% площади опоры
находится вне хребтовой балки, ширина броневого листа составляет 1 700—
1 900 мм, а в некоторых цистернах 2 300 — 2 500 мм. Следует отметить, что
цистерны с большей шириной броневого листа оказались наиболее надёжными
в эксплуатации. Это может быть объяснено увеличением жёсткости нижней
части оболочки за счёт утолщённого броневого листа и удалением от опоры
зоны нахлёсточного шва, в которой возникают значительные напряжения.

Таким образом, при проектировании цистерн необходимо обеспечивать
достаточную площадь и угол обхвата опоры (не менее 75°), понижение напря-
жений вблизи опоры и повышение жёсткости оболочки в этом месте. Последнее
может быть достигнуто и другими средствами, например постановкой снаружи
или внутри котла круговых колец в зоне опоры.

К крайним опорам котёл притягивается стяжными хомутами,
предназначенными для предотвращения вертикальных и поперечных переме-
щений котла относительно рамы. Ослабление или отсутствие хомутов приводит
к значительным вибрациям котла, особенно при порожних рейсах цистерны,
и, как следствие, — к его повреждениям.

В цистернах ёмкостью 50 м3 конструкции 1945 г. (фиг. 402) котёл имеет
вместо пяти поперечных обечаек три продольных листа. Кон-
струкция котла из одних продольных листов была предложена Институтом
электросварки Академии наук УССР в 1938 г. Прежней конструкции котла
был свойственен ряд недостатков, осложнявших постройку цистерн и пони-
жающих её прочность. К их числу относятся:

1)	большое разнообразие швов (круговые и продольные, наружные и внут-
ренние, угловые и стыковые, имеющие разное сечение и длину), что затрудняет
применение автоматической сварки;

2)	большое количество элементов, составляющих котёл, что затрудняет
механизацию сборки цистерн;

3)	большая длина швов и большое количество наплавленного металла;

4)	наличие пересечений продольных и поперечных швов, что способствует
концентрации сварочных термических напряжений в этих местах.

При малопроизводительной немеханизированной сборке листов очень
трудно достигнуть необходимой точности. В результате, как показала практика
вагоностроительных заводов, зазор между листами колебался в пределах от
0,8 до 6 мм, а смещение торцов доходило до 6 мм. При ручной сварке, как
известно, получается меньшая производительность и худшее качество шва,
чем при автоматической. Понятно, что всё это снижает прочность котла и
является одной из главных причин появления трещин в сварных швах и
вблизи них.
1047

Фиг. 402. Цистерна ёмкостью 50 м3 конструкции 1945 г,

ЧЕТЫРЁХОСНАЯ ЦИСТЕРНА ЕМКОСТЬЮ 50 м'


У цистерн, имеющих продольные листы котла, устраняются многие
из вышеперечисленных недостатков. У таких котлов имеется всего два типа
швов, а их протяжённость сокращена до 68 м (вместо 101 м в старой кон-
струкции).

Новая конструкция облегчает внедрение автоматической сварки и меха-
низированной сборки, чем достигается повышение качества конструкции
и большой экономический эффект в производстве.

В котлах цистерн современной постройки изменён также способ со-
единения листов. Раньше броневой лист соединялся с обечайкой вна-
хлёстку (см. фиг. 401, узел В), а обечайки приваривались друг к другу встык
(сечение по Б Б). Стыковые швы усиливались накладками. Поставленные на
большом расстоянии друг от друга, они мало помогали работе шва. При доб-
рокачественной сварке отпадает надобность в подобных накладках. К цилин-
дрической части котла днища присоединялись сварным швом внахлёстку
(узел Д), а колпак соединением втавр (узел Е).

Теперь все листы барабана свариваются в с т ы к1. В некоторых новых
цистернах в основании колпака осуществляется отбуртовка, которой он соеди-
няется с цилиндрической частью котла. Днища к барабану присоединяются
внахлёстку, а с 1953 г. часть заводов соединяет их встык.

При швах внахлёстку, кроме усадочных напряжений, возникают значи-
тельной величины напряжения от местного изгиба оболочки. Как показала
исследования, нахлёсточные соединения имеют меньшую вибрационную и удар-
ную прочность, чем стыковые швы. Для вагонных конструкций прочность
шва при вибрационных и ударных нагрузках имеет решающее значение.
По данным проф. Б. Н. Горбунова2, вибрационная прочность стыкового
соединения составляет 17 кг!мм2, тогда как для нахлёсточного шва эта величина
равна 8—10 кг!мм2.

Важным преимуществом стыковых соединений по сравнению с нахлёсточ-
ным является полная возможность контроля качества шва при помощи рент-
геноснимков. Последние являются надёжным способом контроля и получают
распространение при изготовлении котлов цистерн.

Кроме того, замена нахлёсточных соединений стыковыми даже при сохра-
нении той же толщины листов уменьшает вес котла на несколько десятков ки-
лограммов, что для таких конструкций, как вагон, не может считаться несу-
щественным.

Из всего сказанного следует целесообразность замены нахлёсточных соеди-
нений швами встык.

Отбуртовка основания колпака повышает жёсткость его соединения с ци-
линдрической частью котла, тем самым способствует предотвращению наблю-
дающихся здесь трещин шва.

Другим средством повышения жёсткости котла в данной зоне могут явиться
кольца жёсткости (шпангоуты).

При проектировании цистерн с большим колпаком, расположенным почти
над всей цилиндрической частью котла, также получается повышение жёст-
кости последнего.

В цистернах ёмкостью 50 м3 конструкции 1945 г. толщина броневого листа
и днищ увеличена до 11 мм, толщина верхних листов котла принята 9 мм.

Котлы цистерн, предназначенных для перевозки бензина, окрашиваются
в палевый (бледножёлтый) цвет, а нефтекеросиновых — в красный .

2.	ДВУХОСНАЯ ЦИСТЕРНА ЁМКОСТЬЮ 25 м3

Постройка двухосных цистерн ёмкостью 25 м3 началась в 1931 г.

Рама, упряжные и ударные приборы этой цистерны подобны со-

1 Часть цистерн новой постройки имеет нахлёсточное соединение броневого лис-
та с верхними.

2 Вопросы сварного вагоностроения. Сборник статей под редакцией акад. Е. О. Па*

тона. Издательство Академии наук УССР, 1941, стр. 83.
ответствующим частям крытого вагона грузоподъёмностью 20 т, а ходовые
части такие же, как у 25-ти хоппера.

Котёл составляется из барабана, имеющего толщину листов 6 мм (внизу)
и 5 мм (вверху), днищ 8 мм и колпака 5 мм. Колпак имеет диаметр, рав-
ный 1 300 мм, и высоту 680 мм. Диаметр котла равен 2 200 мм, а длина ба-
рабана 6 300 мм.

Своими концевыми частями котёл опирается на подбрюшники, состоя-
щие из парных диафрагм, связанных между собой вверху швеллерами. Ко-
тёл лежит непосредственно на деревянных брусках, расположенных в этих
швеллерах. К крайним опорам котёл притянут стяжными хомутами.

Средняя связь котла с рамой имеет конструкцию, подобную средней связи
цистерны ёмкостью 50 м3.

Двухосная цистерна ёмкостью 25 м3 проста в изготовлении, имеет невысо-
кий коэффициент тары, хорошо использует допускаемую нагрузку от колёсной
пары на рельсы. Однако в эксплуатации она оказалась ненадёжной: часто появ-

Фиг. 403. Сбший вид двухосной цистерны емкостью 25 -и3
постройки 1945—1948 гг.

лялись трещины в котле, особенно вблизи крайних опор и у места присоеди-
нения колпака, рама прогибалась, а в местах соединения хребтовой балки с по-
перечными диафрагмами образовывались трещины.

Поэтому рамы цистерн последующих выпусков были усилены: хребтовая
балка стала изготовляться из швеллера № 30 вместо прежних № 24 — 26;
также усилены поперечные связи рамы. Кроме того, были предусмотрены меры
по усилению котла (толщина листов увеличена до 8 мм в нижней части и до
6 мм в верхней части котла). Переход к большегрузным вагонам и дефекты кон-
струкции этих цистерн обусловили прекращение их дальнейшего строитель-
ства в 1938 г.

В 1945—1948 гг. вновь строились двухосные цистерны ёмкостью 25 м3.

Цистерны постройки 1945—1948 гг. (фиг. 403) отличаются от цистерн
ёмкостью 25 м3 прежних выпусков значительным усилением котла и рамы.

Котёл составлен из продольных листов: броневого толщиной 10 мм и со-
единённых с ним нахлёсточным швом верхних листов толщиной 8 мм. Последние
соединены между собой встык. Днища соединяются с цилиндрической частью
котла внахлёстку, а колпак втавр.

При изготовлении котлов широко применена автоматическая сварка под
слоем флюса и поточная система производства.

За коренное усовершенствование технологии производства котлов цистерн
работники завода А. Ф. Гармашев, Л. С. Сигин и П. М. Ходос и научный
сотрудник Института электросварки Академии наук УССР Г. 3. Волошкевич
удостоены Сталинской премии.
3.	БИТУМНЫЕ ЦИСТЕРНЫ И ПОЛУВАГОНЫ

Для перевозки битума используются специальные цистерны, отличающие-
ся от вышеописанных конструкций наличием наружной изоляции и приспособ-
лений для подогрева застывшего груза. Такие особенности битумных цистерн
обусловлены высокой температурой застывания битума, равной 4-80°.

В котёл цистерны битум обычно загружается подогретым до 200—220°.
Изоляция позволяет длительное время сохранять высокую температуру груза.
Внутри котла расположены змеевики, через которые пропускается пар для
разогрева застывшего битума.

Четырёхосные битумные цистерны железных дорог СССР имеют ёмкость
котла, равную 50 м3 (фиг. 404), а двухосные 25 м3. Грузоподъёмность этих
цистерн равна соответственно 50 и 25 т (удельный вес битума близок к единице).

Фиг. 404. Четырёхосная битумная цистерна

Котлы битумных цистерн изолированы следующим образом. Не-
посредственно на котёл наносится первый слой изоляции толщиной 60 мм.
состоящий из смеси 30% лёгкого асбестита и 70% инфузорной земли (трепела).
Вторым слоем является мешковина, обмазанная жидким стеклом. Поверх меш-
ковины для лучшего её крепления ставится сетка с квадратными отверстиями
25 X 25 мм из проволоки диаметром 1 мм. Третьим слоем служат девять рядов
шевелина общей толщиной 100 мм. Этот последний изоляционный слой укреп-
ляется продольными и поперечными деревянными брусками сечением 50 X
X 50 мм. прикрепляемыми к специальным скобам, приваренным к стенкам
котла.

Вся изоляция снаружи покрывается кровельной сталью (вес листа
4 кг), прикреплённой к упомянутым выше деревянным брускам.

При постройке и ремонте битумных цистерн стремятся изолировать все
деревянные части, соприкасающиеся с котлом, так как высокая температура
последнего может вызвать обугливание дерева.

Проводившиеся испытания цистерн с подобной изоляцией показали, что
при температуре наружного воздуха —10° битум, нагретый до +200°,
через 10 суток может быть слит с температурой 4-100°.
Тепловой расчёт цистерн с изоляцией может быть выполнен следующим
путём.

Обозначим:

Рг — вес груза в цистерне в кг;

Ci — удельная теплоёмкость груза в ккал/кг °C;

Р к — вес котла в

—удельная теплоёмкость стенок котла в ккал/кг °C.

Для упрощения последующих математических выражений целесообразно вес котла
Рк заменить приведённым весом Ро с удельной теплоёмкостью с19 равной удельной
теплоёмкости груза.

Тогда

Общий приведённый вес груза и котла равен

Р = Рг + PQ кг.

Если котёл заполняется грузом с температурой при температуре наружного
воздуха /2> то за бесконечно малый промежуток времени dz через наружную поверх-
ность изоляции теряется следующее количество тепла:

dQ = НК (t — t2) dz ккал,	(495)

где И—наружная поверхность котла в -и2;

К — коэффициент теплопередачи ограждения, определяемый по формуле для много-
слойных стенок, в ккал/м2 час °C;

t—температура груза в рассматриваемый момент времени в °C.

За тот же самый бесконечно малый промежуток времени dz температура груза
изменится на величину dt. Тогда потеря тепла может быть определена также следую-
щим выражением

dQ = — Рсг dt ккал.	(496)

Знак минус принят вследствие отрицательного значения dt, выражающего пони-
жение температуры.

Приравнивая правые части выражений (495) и (496), получим

НК (t — G) dz = — Рсг dt
или, разделяя переменные,
НК , dt
Pct dz	t— t~-

Интегрируя левую часть выражения в пределах от г0 = 0 до zn и правую часть
в пределах от tx до tn, получим

или

НК

Рсг Zn

Рс. 2П G — ^2
откуда еИСх = ;-------т-.

г я «а

Искомая температура

грузов определится формулой

^2*

-Н-*г
=	Рс‘ n + ti.

(497)

Данная формула позволяет определить температуру груза tn в любой момент вре-
мени гп от начала налива.

На фиг. 405 изображены детали битумной цистерны — змеевик и паровая
рубашка сливного прибора.

Змеевик для подогрева груза четырёхосной битумной ци-
стерны (фиг. 405, а) располагается в нижней части котла и состоит из четырёх
секций труб диаметром 2", укреплённых на специальных скобах. В каждой
секции имеется пять труб.

Пар проходит сначала по двум верхним трубам в одну сторону, а затем по
трём нижним в обратную. Для равномерного нагревания всего битума сек-
30 Вагоны
ции расположены в шахматном порядке, причём в две секции пар входит с од-
ной стороны, а в две другие с другой стороны.

Трубы укладываются с уклоном 1 : 55 для стока конденсационной воды.
Общая поверхность нагрева змеевика равна 34 лЛ

Для обогрева сливного прибора он снабжён специальной паровой рубашкой
(фиг. 405, б). Паровая рубашка имеет два отверстия: одно для впуска пара
и второе для выпуска конденсата.

Устройство для подогрева битума двух-
осной цистерны ёмкостью 25 м? аналогично
описанному. Поверхность нагрева змеевика
равна 11 лг2.

Битумные цистерны окрашиваются в чёр-
ный цвет; вокруг котла наносится продоль-
ная жёлтая полоса шириной 700 мм.

Главным недостатком битумных цистерн
является частое повреждение змеевиков,
подверженных действию постоянных толчков
и тряске при движении и температурным ко-
лебаниям при наливе и сливе битума. Вы-
грузка застывшего битума из цистерны с по-
вреждёнными змеевиками является весьма
трудной и продолжительной. Другими не-
достатками битумных цистерн являются
сложная изоляция и трудности ремонта
котла, требующего раскрытия изоляции.
Оборудование цистерны змеевиками увели-
чивает тару вагона и уменьшает полезный

объём котла (вес змеевиков четырёхосной цистерны составляет около 1,1 /п,
уменьшение объёма 1,4%).

Для перевозки битума предназначены также специальные бункер-
ные полувагоны, спроектированные инж. А. А. Скорбящинским
(фиг. 406).

Фиг. 406. Бункерный полувагон

На двухосной платформе устанавливаются три бункера ёмкостью₽5 л3,
а на четырёхосной платформе четыре бункера ёмкостью 11,4 м3 каждый.
В гружёном состоянии центр тяжести бункера расположен выше точек опор,
что при небольшом усилии обеспечивает самоопрокидывание бункера после
освобождения от специальных крюков-зацепов. На боковых балках рамы раз^
мещены амортизаторы, являющиеся упругими опорами бункеров притих
опрокидывании.
После разгрузки бункер самостоятельно возвращается в своё первона-
чальное положение, так как в порожнем состоянии его центр тяжести
находится ниже опорного катка.

Бункеры имеют двойные стенки, в пространство между которыми подво-
дится пар при разгрузке. В течение нескольких минут пар подогревает
стенки и подплавляет прилегающий к ним битум. Это оказывается достаточ-
ным для опорожнения всего содержимого бункера после его опрокидывания.

Таким образом, бункерные полувагоны обеспечивают быструю раз-
грузку при небольшом расходе пара. Они свободны от недостатков,
свойственных битумным цистернам.

Однако битумные полувагоны, в свою очередь, имеют существенный
недостаток: коэффициент тары двухосного вагона равен 0,93, а четырёх-
осного 0,8. Такие высокие коэффициенты тары особенно при большой
длине гружёного рейса и высоком проценте порожнего пробега вагона
вызывают значительное повышение эксплуатационных расходов. Кроме того,
в эксплуатации наблюдаются частые случаи повреждения стенок (обычно по
месту сварных швов) бункеров, ведущие к заполнению паровой рубашки
битумом и тем самым нарушающие нормальные условия выгрузки битума.

4.	ЦИСТЕРНЫ С КАМЕРНЫМ ПОДОГРЕВОМ

Перевозки смазочных и растительных масел, патоки, мазутов и других
высоковязких грузов осложняются трудностями их выгрузки из цистерн.
Применяемые способы подогрева груза при сливе являются малоэффектив-
ными: подогрев острым паром, непосредственно вводимым внутрь котла,
приводит к ухудшению качества груза вследствие его обводнения; разогрев
переносными паровыми змеевиками или электрическими грелками вызывает
продолжительный простой цистерны под сливом.

Творческая мысль советских конструкторов направлена на решение
проблемы перевозки высоковязких грузов. Одной из новых работ в этой
области являются цистерны с наружным камерным подогревом.

Камера для подогрева груза расположена в нижней части котла
(фиг. 407). Наружной стенкой камеры является стальной лист толщиной
5 мм, внутренней — броневой и верхние листы котла. Стенки котла и на-
ружный лист камеры связаны между собой каркасом (элементами жёст-
кости). Расстояние от броневого листа до наружного листа камеры состав-
ляет 35 мм. Камера для подогрева обхватывает всю нижнюю часть котла
(длина дуги 3 650 мм) за исключением его опорных мест. Общая поверх-
ность подогрева составляет около 30 м2.

Цистерны с камерным подогревом имеют изоляцию котла, выполненную
в двух вариантах: 1) изолирована вся поверхность котла и 2) изолирована
только камера подогрева. В качестве изоляционного материала применено
стекловолокно. Снаружи изоляция закрыта кожухом из стального листа тол-
щиной 1 мм. Кожух крепится к деревянным брускам, которые прикреплены
к скобам, приваренным к листу камеры или стенкам котла. Толщина изоля-
ции в первом варианте составляет: у камеры 61 мм, в верхней части котла
101 мм; во втором варианте толщина слоя изоляции у камеры равна 52 мм.

Цистерны оборудованы сливными приборами с увеличенным диаметром
патрубка (210 мм) и наружной паровой рубашкой. Через эту рубашку про-
пускается пар, используемый для обогрева камеры; для выхода пара и кон-
денсата предусмотрено два патрубка, расположенных по концам котла.

Цистерны с камерным подогревом спроектированы на базе четырёхос-
ных нефте-керосиновых цистерн серийной постройки и отличаются от них
только описанным устройством камеры изоляции и сливного прибора. По
сравнению с нефте-керосиновой цистерной тара цистерны с камерным
подогревом и изоляцией всей поверхности котла увеличена на 4,05 т,
а с изоляцией только камеры подогрева на 2,78 т.
ВАГОНЫ-ЦИС ТЕРНЫ
Проведённые в 1952—1953 гг. эксплуатационные испытания описанной
конструкции цистерн с камерным подогревом подтвердили целесообразность
вагонов такого типа (значительное уменьшение времени слива, устранение
обводнения груза, уменьшение расхода пара для подогрева груза перед
сливом).

Одновременно установлено, что более целесообразно такие цистерны
строить без изоляции, так как частичная изоляция не обеспечивает сохранения
тепла груза в процессе перевозки и не влияет существенно на ускорение слива;
полная изоляция способствует сохранению тепла груза, но при длинных рей-
сах и низких температурах воздуха также требуется подогрев груза при сливе.
Наличие изоляции усложняет изготовление, ремонт и осмотр котлов в экс-
плуатации, увеличивает тару вагона примерно на 2 т.

5.	СПИРТОВЫЕ ЦИСТЕРНЫ

Высокая испаряемость при нагревании солнечными лучами и низкая тем-
пература вспышки спирта обусловили создание специальных вагонов-цистерн
для его перевозки. Такие цистерны, спроектированные впервые в 1901 г.,
представляли собой котёл, установленный в кузове двухосного крытого вагона.
Парк специальных спиртовых цистерн был невелик, поэтому перевозки спирта
осуществлялись преимущественно в обычных бензиновых цистернах.

Фиг. 408. Двухосная спиртовая цистерна

В последние годы спроектированы и строятся спиртовые цистерны новой
конструкции.

Двухосная спиртовая цистерна (фиг. 408) спроектиро-
вана на базе цистерны ёмкостью 25 м3 постройки 1945—1948 гг. и имеет подоб-
ное выполнение котла, рамы и ходовых частей.

Котёл ёмкостью 25 м3 составлен из четырёх продольных листов (броне-
вого толщиной 10 мм и трёх верхних по 8 мм), сваренных встык, двух днищ
толщиной 10 мм, приваренных встык или внахлёстку, и колпака диаметром
1 300 мм, высотой 965 мм и толщиной стенок 8 мм; объём колпака составляет
5% от ёмкости котла. Котёл снабжён внутренней и наружной лестницами
и площадкой у колпака.

Кузов имеет раскосно-стоечный металлический каркас. Нижняя обвязка
боковой стенки опирается на буферные брусья и на четыре кронштейна, укреп-
лённые на боковой балке рамы. Боковая стенка имеет задвижную дверь шири-
ной 1 627 мм, перемещаемую на роликах по верхнему рельсу. Обшивка боко-
вых и торцевых стенок и дверей деревянная толщиной 22 мм, собранная
на шпунт и гребень. Пол образован досками толщиной 50 мм, соединёнными
вчетверть.

Крыша покрыта стальными листами толщиной 1,5 мм, подкреплёнными
изнутри элементами жёсткости. В средней части, над колпаком котла, крыша
имеет возвышающуюся надстройку с люком, закрывающимся двухстворча-
той крышкой.

Кузов спиртового вагона-цистерны, окрашенный в красный цвет, имеет по
середине каждой боковой стенки горизонтальную белую полосу шириной
100 мм\ внутри кузов окрашен в светлосерый цвет, а котёл в белый.

Грузоподъёмность двухосной спиртовой цистерны равна 20 т, тара —
18—18,5 т, вагон вписывается в габарит 1-В.

6.	МОЛОЧНЫЕ ЦИСТЕРНЫ

Молочные цистерны отличаются от обычных конструкций цистерн нали-
чием наружной изоляции котла, способной сохранять температуру налитого
груза. Для сохранения высокого качества молока котлы таких цистерн
выполняются из алюминиевых сплавов или нержавеющей стали.

В молочные цистерны молоко наливают обычно охлаждённым (примерно
до +5°С). Согласно данным эксплуатации молочных цистерн температура
груза летом через сутки после налива не поднимается выше чем на 2°С.

В настоящее время в связи с быстрым ростом производства молочных
продуктов решается задача по улучшению организации перевозок молока
от пристанционных молочных заводов на молочные заводы крупных городов.
Для этой цели предусматриваются новые молочные цистерны грузоподъём-
ностью 26 tn (объём котла 25,2 м3). Котёл разделён на три отдельные
секции ёмкостью 8,4 м3 каждая, вследствие чего обеспечивается возможность
заполнения цистерны молоком на нескольких станциях. В каждой секции
имеется герметически закрываемый люк с устройствами для налива и слива.

Котёл изготовлен из нержавеющей стали с толщиной стенок 8 мм, а в зоне
опор 10 мм. Внутренний диаметр котла равен 1 900 мм, длина котла 9200 мм.
Котёл снабжён наружной изоляцией из стекловолокна, люк изолирован мипо-
рой. Изоляция защищена кожухом из листовой стали, окрашенным снаружи
в белый цвет. Наружный диаметр котла равен 2 370 мм, наружная длина
9600 мм. Тара цистерны составляет 28,2 т.

По сравнению с изотермическими вагонами, предназначенными для пере-
возки молока в бидонах, молочные цистерны имеют меньший коэффициент тары
и лучшее использование грузоподъёмности вагона; погрузка и выгрузка тре-
буют меньшей затраты времени и рабочей силы. Закрытый способ налива
и слива обеспечивает лучшее качество молока, перевозимого в молочных
цистернах, по сравнению с транспортируемым в бидонах.]

7.	КИСЛОТНЫЕ ЦИСТЕРНЫ

Вагоны-цистерны, предназначенные для перевозки кислот и других про-
дуктов химической промышленности, должны обеспечить не только сохране-
ние качества перевозимого груза, но и предохранение стенок котла от его
воздействия. Поэтому котлы таких цистерн иногда снабжаются специальным
внутренним покрытием (резина, свинец, никель и др.) или изготовляются из
алюминиевых сплавов, нержавеющей стали и тому подобных металлов.

Кроме того, некоторые продукты химической промышленности требуют
наружной изоляции котла (подобной изоляции битумных цистерн).

Объём котла кислотных цистерн выбирается в соответствии с удельным
весом груза.

Четырёхосная цистерна для перевозки серной кис-
лоты и меланжа (смесь азотной и серной кислот) грузоподъёмностью
50 tn (фиг. 409) имеет объём котла 26 м3.
В цистернах, строившихся до 1941 г., котёл состоит из пяти обечаек тол’
щиной 10 мм, нижнего броневого листа толщиной 12 мм и такой же толщины
двух штампованных днищ. В цистернах послевоенной постройки цилиндриче-
ская часть котла сварена из продольных листов. Внутренний диаметр котла
равен 1 890 мм, а его наружная длина 9 600 мм. На раме котёл установлен
с наклоном в одну сторону для обеспечения полного слива жидкости. Необхо-
димость полного слива обусловливается большой ценностью перевозимого
груза и задачами предохранения котла от воздействия остатков кислоты.

С пониженной стороны котла имеется колпак с внутренним диаметром
1 300 мм и толщиной стенок 8 мм. На другом конце котла расположен патрубок,
используемый для промывки и дегазации котла цистерны.

Цистерна оборудована наружной и внутренней лестницами и площадкой
вокруг колпака.

Крепление котла на раме и конструкция рамы подобны описанной выше
четырёхосной цистерне для нефтепродуктов.

Фиг. 409. Четырёхосная цистерна для перевозки серной кислоты и меланжа

Четырёхосная цистерна для перевозки олеума отли-
чается от цистерны для серной кислоты и меланжа наличием наружной изоля-
ции котла. Изоляция предназначена для предохранения от промерзания гру-
за в зимнее время.

В качестве изоляционного материала используется шевелин, укрепляе-
мый к котлу деревянными брусками. Снаружи изоляция покрыта кожухом из
листовой стали толщиной 1 мм. Толщина изоляции котла равна 200 мм,
колпака 150 мм.

В 1948 г. была спроектирована цистерна, предназначенная для пе-
ревозки только меланжа. В этой конструкции объём котла увеличен
до 33 м3, в результате чего достигается лучшее использование грузоподъём-
ности вагона при перевозке меланжа по сравнению с цистерной, имеющей
ёмкость котла 26 м3 (удельный объём серной кислоты равен 0,52 м31т, а ме-
ланжа 0,67 м31т).

Котёл меланжевой цистерны (фиг. 410) составлен из броневого листа тол-
щиной 12 мм, сваренного внахлёстку с тремя верхними продольными листами
толщиной 10 мм, соединёнными между собой стыковыми швами, и двух днищ
с толщиной стенок 12 мм, приваренных внахлёстку к цилиндрической части
котла. На одном конце котла расположен колпак диаметром 1 300 мм и тол-
щиной стенок 8 мм, а на другом конце патрубок с внутренним диаметром
203 мм и наружным 219 мм.

Котёл имеет внутренний диаметр 2 200 мм, длину цилиндрической части
8 250 мм и общую длину 8 780 мм.

Цистерны, двухосная ёмкостью 25 м3 и четырёхосная ёмкостью 50 л:3,
предназначенные для перевозки аммиака (аммиачной воды),
подобны описанным выше битумным цистернам, но не имеют змеевиков внутри
котла.	’*<
Четырёхосная цистерна для перевозки соляной
кислоты (фиг. 411) грузоподъёмностью 50 т имеет котёл ёмкостью 42,3 .и3
с толщиной стенок 10 мм.

Вся внутренняя поверхность котла покрыта слоем резины толщиной 5 мм.
Такое же покрытие имеется с наружной стороны колпака и возле его присоеди-
нения к цилиндрической части котла. Наружное покрытие резины сверху защи-
щено деревянными планками, укреплёнными посредством хомутов и болтов.

Подобное устройство резиновой изоляции имеется и у двухосной цистерны
ёмкостью 21 л3, предназначенной для перевозки соляной кислоты.

Четырёхосная цистерна для перевозки крепкой (98%)
азотной кислоты имеет котёл (фиг. 412), выполненный из алюминия
марки А-1 (ГОСТ 3549-47).

Цилиндрическая часть котла составлена из пяти обечаек 1 толщиной
2(У мм, сваренных встык. Днища 2 имеют радиус сферы, равный 2 200 мм,

Фиг. 410. Цистерна для перевозки меланжа конструкции 1948 г.

радиус сопряжения 330 мм и толщину 20 мм; к цилиндрической части
котла днища присоединены стыковыми швами. Цилиндрическая часть имеет
отбортованные края отверстия для колпака, к которым встык присоединена
обечайка колпака 3.

Для увеличения жёсткости котла внутри цилиндрической части располо-
жены четыре вертикальные диафрагмы 4, выштампованные из алюминиевого
листа толщиной 12 мм.

Вокруг колпака имеется площадка 5 из рифлёного стального листа
с ограждающими поручнями, к которой ведёт двусторонняя наружная
лестница. В котле расположена внутренняя лестница 6. На днище колпака
размещены патрубки 7 сливных труб, патрубок 8 для установки манометра,
предохранительный и впускной клапаны и предохранительный диск. На крыш-
ке колпака укреплён патрубок 9 для налива и штуцер 10 для отбора газа.

Колпак вместе со всей арматурой сверху закрыт предохранительным кожу-
хом, имеющим в свою очередь две откидные крышки.

Внутренний диаметр котла составляет 2160 мм, общая длина 9 400 лиг,
объём 34 м3 (удельный объём равен 0,65 м3/т). Котёл размещён на раме,
подобной раме цистерны для нефтепродуктов. Опоры котла, рама и ходовые
части предохраняются от возможного разбрызгивания кислоты при её наливе
и сливе специальными защитными фартуками, расположенными с обеих сторон
котла по всей его длине; защитные фартуки крепятся к котлу угольниками 11.
Фиг. 411. Четырёхосная^иистерна для перевозки соляной кислоты

КИСЛОТНЫЕ ЦИСТЕРНЫ
На буферном брусе рамы укреплён ящик для извести, предназначенной для
нейтрализации кислоты при её розливе.

Вес котла с прикреплёнными к нему частями составляет 5 430 кг, в том
числе вес алюминиевых деталей 5015 кг. Тара цистерны с ручным тормозом
равна 23,4 т, грузоподъёмность 50 т.

Фиг. 412. Алюминиевый котёл цистерны для перевозки крепкой азотной кислоты

Для перевозки слабой (до 58%) азотной кислоты
предназначена цистерна (фиг. 413) с котлом, изготовленным из нержавею-
щей стали марки Я1Т (ГОСТ 4986-49).

Котёл составлен из шести обечаек, из которых две крайние (опорные)
имеют толщину 12 мм, а остальные 10 мм, двух днищ толщиной 12 мм с ра-
диусом сферы 2 000 мм и радиусом сопряжения 200 мм и колпака с толщиной
стенок 8 мм. Обечайки друг с другом и с днищами сварены встык.

Фиг. 413. Цистерна с котлом из нержавеющей стали для перевозки слабой
азотной кислоты:

/—промывной люк; 2—предохранительный кожух. 3—откидная крышка; 4—защитный
фартук; 5-ящик для извести

По обе стороны от колпака размещены два промывных люка, представляю-
щие собой закрываемые заглушками трубы с внутренним диаметром 250 мм
и расположенные под углом 30° к продольной оси котла.

Объём котла составляет 36 л»8 (удельный объём слабой азотной кислоты
равен 0,71—0,73 ма/т) при внутреннем диаметре 2 180 мм и общей длине
9 600 мм. Вес котла с прикреплёнными к нему частями равен 7 710 кг, в том
числе вес деталей из нержавеющей стали 7 410 кг.
Цистерна оборудована такими же наливными, сливными и предохранитель-
ными (за исключением меньшей длины защитных фартуков) устройствами, как
и описанная выше цистерна для крепкой азотной кислоты»

Тара цистерны с ручным тормозом составляет 26 т, грузоподъём-
ность 50 tn.

При изготовлении котлов цистерн для перевозки азотной кислоты особые
требования предъявляются к качеству сварки: сварные швы подвергаются рент-
генопросвечиванию и специальному испытанию на коррозию.

Кислотные цистерны парка Министерства путей сообщения окрашиваются
в чёрный цвет. С обеих сторон цистерны на цилиндрической части котла по-
средине наносятся горизонтальные жёлтые полосы шириной 500 мм; на дни-
щах наносятся жёлтые квадраты с размером сторон 1 000 мм. На квадратах
днищ и на продольных полосах имеются надписи, указывающие назначение
. опасно опасно
цистерны и опасность груза -----,--------и т. п.

' олеум меланж

Цистерны, принадлежащие предприятиям и организациям других ведомств
и обращающиеся в прямом сообщении, окрашиваются в особые отличительные
цвета.

8.	ЦИСТЕРНЫ ДЛЯ ПЕРЕВОЗКИ ГАЗОВ

Для перевозки газа, применявшегося для освещения пассажирских
вагонов, на отечественных железных дорогах имелись специальные цистерны.
Такая цистерна представляла собой платформу, на которой в 2 — 3 яруса
укладывалось 3 — 6 резервуаров. На конце платформы имелась площадка или
будка, в которой находились соединения труб от резервуаров, разгрузочные
вентили и манометры.

В последние годы для удовлетворения потребностей в железнодорожных
перевозках сжиженных газов были спроектированы и построены специальные
цистерны — кислородные, хлорные, бутановые и др.

Фиг. 414. Цистерна для перевозки сжиженных газов

Котлы цистерн для сжиженных газов обычно имеют значительную тол-
щину стенок, что обусловлено высоким давлением газа. Для предохранения
от нагрева солнечными лучами снаружи котёл покрывается слоем изоляции,
защищённой кожухом из листовой стали.

Котлы цистерн для перевозки сжиженных газов должны удовлетворять
специальным требованиям Котлонадзора. Такие цистерны испытываются
Котлонадзором при изготовлении и периодически в эксплуатации.

На фиг. 414 изображена цистерна для перевозки сжи-
женных газов (изобутана и бутано-бутиленовой фракции).
Котёл состоит из четырёх продольных листов толщиной 16 мм, двух днищ
толщиной 26 мм, приваренных встык к цилиндрической части, и колпака вы-
сотой 230 мм и диаметром 478 мм.

Котёл изготовлен из стали марки Ст. 3. Внутренний диаметр котла равен
2 816 мм. Котёл имеет наружную изоляцию из стекловаты толщиной 60 мм.
Крепление котла на раме и конструкция рамы подобны цистерне для нефтепро-
дуктов.

Объём котла составляет 60 м3, но заполняется сжиженным газом только
54 м3. Рабочее давление газа 8 ати, пробное давление (при гидравлическом
испытании) 12 ати.

Тара цистерны 35,65 т, вес груза при нормальном наполнении котла
35 т. Общая высота вагона 5 010 мм, вследствие чего цистерна вписывается
в габарит 1-В.

Цистерна для перевозки пропана (фиг. 415) имеет
котёл, рассчитанный на рабочее давление 20 ати (гидравлическое испытание

Фиг. 415. Цистерна для перевозки пропана

производится при ЗОа/тщ); толщина стенки цилиндрической части равна 28 мм,
днища 32 мм. Котёл изготовлен из стали марки 25 К (ГОСТ 5520-50) и сварен
электродами марки Э50А (ГОСТ 2523-51). Внутренний диаметр котла 2 600 мм,
общая длина 10 100 мм.

На крышке 1 люка колпака установлена следующая арматура: сливное
устройство, предохранительный клапан, карман для замера температуры груза;
на цилиндрической части котла крепится манометр 2. Стенки колпака и арма-
тура имеют наносимое металлизацией покрытие — слой цинка толщиной 0,5—
0,8 мм (грунтовочный слой) и слой алюминия толщиной 0,2 мм.

Полный объём котла составляет 51 м3, полезный 43 м3. Котёл сверху за-
крыт теневым ксжухом 3.

Тара цистер! ы равна 38,36 т, вес груза при нормальном наполнении
22 т (удельный объём пропана при 15°С равен 1,96 м3/т). Цистерны для пере-
возки сжиженных газов принадлежат предприятиям-отправителям грузов.

9.	БЕЗРАМНЫЕ ЦИСТЕРНЫ

Идея цельнонесущего кузова получила всеобщее признание в современ-
ном вагоностроении в силу общеизвестных его преимуществ.

Цельнонесущий кузов рассматривается как балка полого сечения, опира-
ющаяся на ходовые части и воспринимающая нагрузки, действующие в вер-
тикальной и горизонтальной плоскостях.

Котёл цистерны также может рассматриваться как балка полого сечения,
которую можно привлечь к всспринятию вертикальных и горизонтальных уси-
лий, причём замкнутый контур, цилиндрическая форма и сравнительно толстые
стенки делают котёл цистерны наиболее подходящим (по сравнению с прочими
типами вагонов) для этой цели.

Принцип несущего котла получил свою реализацию в конструкциях
безрамных цистерн. Подобные цистерны эксплуатируются на наших железных
дорогах (фиг. 416).

Фиг. 416. Безрамная цистерна

Рациональное использование металла котла и освобождение от тяжёлой
рамы вагона обусловливает низкий коэффициент тары безрамных цистерн.

10.	СЛИВНЫЕ [ПГИБОРЫ И ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ КЛАПАНЫ

Сливные устройства вагонов-цистерн подразделяются на две группы.
Первая группа (так называемый нижний слив) имеется в цистернах, пред-
назначенных для перевозки нефти, керосина, мазута, масел, битума, воды и по-
добных грузов. Сливными устройствами второй группы — верхнего слива —
оборудованы цистерны, перевозящие легковоспламеняющиеся и взрывоопасные
грузы: бензин, лигроин, спирт, кислоты и т. д.

Наличие устройств верхнего слива обусловлено несовершенством
приборов первой группы, так как при неплотностях нижнего сливного прибора
создаётся опасность пожара и взрыва.

Однако разделение цистерн на две группы в зависимости от сливных
устройств и недостатки, свойственные верхнему сливу, вызывают затруднения
в эксплуатации цистерн. Поэтому сейчас поставлена задача создания надёж-
но действующего прибора нижнего слива, которым могут быть оборудованы
все вагоны-цистерны. Такой сливной прибор должен отвечать следующим тре-
бованиям:

1)	полная герметичность затвора;

2)	наличие дополнительного независимого затвора, обеспечивающего
невозможность вытекания груза при неисправностях основного затвора;

3)	надёжная работа сливного прибора при сотрясениях и ударах, возни
кающих при эксплуатации цистерн;

4)	обеспечение плотного запирания даже при попадании на рабочие по-
верхности загрязнений, твёрдых частиц и т. п.;

5)	^возможность механизированного слива (при помощи насосов) и нижнего
налива (через сливной прибор) цистерны при минимальной затрате времени;

6)	простота конструкции, лёгкость изготовления, отсутствие дефицитных
материалов;

7)	стойкость против разъедающего действия перевозимых грузов и мате-
риалов, употребляемых при очистке цистерн;

8)	простота разборки, сборки и ремонта, возможность длительной эксплуа-
тации без осмотра и ремонта;

9)	простота и лёгкость обслуживания и промывки, возможность закрытия
прибора во время слива;

10)	минимальный вес.
Фиг. 417. Самопритирающийся клапан

Этим требованиям существующие сливные приборы удовлетворяют не-
полностью.

Вагоны-цистерны железных дорог СССР имеют следующие приборы ниж-
него слива:

1)	с несамопритирающимися клапанами;

2)	с самопритирающимся клапаном;

3)	системы Д. А. Утешинского.

Сливными приборами с несамопритирающимися клапанами оборудованы
цистерны дореволюционной постройки. Несовершенство конструкции таких
приборов приводит к частым повреждениям и течи перевозимых грузов, а боль-
шое их разнообразие усложняет ремонт.

Самопритирающийся клапан изображён на фиг. 417.

Он состоит из вертикальной сливной трубы с внутренним диаметром 165 мм
и длиной 470 мм, приклёпанной или приваренной своим фланцем 1 к броне-
вому листу котла. В сливной трубе укрепляется на резьбе клапанная коробка 2
с клапаном 3. В квадратное от-
верстие хвостовика 4 клапана
входит нижний конец штанги 5,
имеющий квадратное сечение.
Верхний конец штанги 5 рас-
положен в колпаке и имеет
маховик. Снаружи хвостовик 4
снабжён квадратной резьбой, на
которой навинчена крестовина 6.
Крестовина может перемещаться
в клапанной коробке только
вверх и вниз на высоту около
10 мм\ её вращению препят-
ствует клин.

При поворачивании махо-
вика штанга 5 вращает кла-
пан 3, заставляя его переместить-
ся вниз и сесть в седло клапанной
коробки 2. Последующее повора-

чивание маховика сопровождается не только вращением клапана, но и подни-
манием крестовины 6 вверх. Когда крестовина достигнет верхнего упора,
вращение клапана прекращается и он прижимается к своему седлу.

Следовательно, клапан считается самопритирающимся потому, что он со-
вершает несколько оборотов на седле, не отходя от него.

Это обстоятельство способствует более плотному закрыванию клапана,
так как, вращаясь на седле и прижимаясь, к нему собственной тяжестью и
весом крестовины, штанги и маховика, он может очистить седло и собствен-
ные рабочие поверхности от попадающих туда мелких твёрдых частиц и загряз-
нения.

Открывание клапана происходит в обратном порядке.

Самопритирающийся клапан имеет простое устройство, несложен в изго-
товлении и ремонте. Однако он не всегда обеспечивает необходимую герметич-
ность затвора.

Сливным прибором системы Утешинского (фиг. 418)
оборудуются все вновь строящиеся вагоны-цистерны, начиная с 1935 г.

Этот прибор состоит из трёх главных частей:

1)	внутренней части, имеющей съёмное гнездо (седло) /, клапан 2, пружи-
ну 3, упорное кольцо под пружину 4, шплинт 5, две шпильки диаметром 3/8*,
соединяющие клапан со штангой, хомут 6, штангу 7, на верхнем конце которой
при помощи гайки укреплён маховик;

2)	наружной части, состоящей из патрубка 8, шести шпилек 9, рычага,
закрепляющего заслонку и штуцер;
3)	нижней части, имеющей наконечник 10, заслонку (задвижку) 11
с уплотняющей набивкой и винтом б/8 ", нажимной штуцер 12 и шесть болтов
с гайками диаметром 5/8".

Вторая часть является несъёмной, так как патрубок приварен к броневому
листу котла. Эта часть является основанием прибора и к ней присоединены две
остальные съёмные части. Верхняя часть присоединяется при помощи шпилекР,
а для обеспечения плотности имеется линолиновая прокладка толщиной
2 аиле. Нижняя часть также соеди-

няется болтами и уплотняется	‘"ГТ^-60-

прокладкой из картона толщиной
0,5 мм.

Клапан сливного прибора си-
стемы Утешинского тоже является
самоп ритирающимся.

Самопритирание обеспечивает-
ся следующим устройством: ниж-
няя часть штанГи 7 на высоте
20 мм круглая; затем на высоте
30 мм штанга с двух противополож-
ных сторон срезана по хорде; в
эти вырезы входят две шпильки,
пропущенные через специальные *
отверстия в верхней части клапана;
сверху на клапан 2 нажимает
пружина 3.

При поворачивании маховика
штанга 7 посредством шпилек пе-
редаёт вращение клапану 2 и по-
следний опускается в гнездо. На-
жатие пружины 3 заставляет кла-
пан 2 сесть в гнездо 1 раньше, чем
полностью опустится штанга. Сле-
довательно, последующее поворачи-
вание и опускание штанги сопро-
вождается вращением клапана в
гнезде (седле). В конце вращения
маховика происходит дополнитель-
ное нажатие конца штанги на
клапан.

При открывании прибора сна-
чала штанга 7 поднимается по гайке

Фиг, 418. Сливной прибор системы
Утешинского

хомута 6 вверх, а клапан 2 под действием пружины 3 остаётся прижатым
к гнезду. При этом шпильки заставляют клапан вращаться. Затем, когда
нижняя часть штанги поднимается^до упора в шпильки, клапан начинает пере-

мещаться вверх и открывает сливное отверстие.

Сливной прибор системы Утешинского спроектирован с учётом возмож-
ности его ремонта (смены неисправных деталей) без влезания внутрь котла
и без слива груза из цистерны. Это имеет большое значение для сохранения
здоровья рабочих и ускорения оборота вагона.

Для смены неисправных частей необходимо завести задвижку с уплотняю-
щей набивкой 11 в прорезь наконечника 10. Затем уплотняющая набивка при-
жимается к выступу наконечника 10. Это достигается вращением нажимного
штуцера 12 при помощи специального ключа. После этого задвижка и штуцер
закрепляются рычагом, верхний конец которого прикреплён к патрубкуJ?, а
нижний заводится между зубьями штуцера 12.

Затем открывается крышка колпака и освобождается верхний конец^штан-
ги, закреплённый в кронштейне. Для этого достаточно отвернуть болты крон-
штейна и откинуть его на шарнире.
Фиг. 419. Поддон

Устройство ве

После освобождения штанги отвёртываются шпильки 9. Для предупреж-
дения вытекания жидкости через освобождаемые отверстия необходимо после
отвёртывания каждой шпильки сразу же ввернуть её другим концом (большего
диаметра) обратно во фланец патрубка 8.

По окончании всех этих операций внутренняя часть прибора извлекается
из котла через люк колпака.

Установка отремонтированной или запасной части производится обрат-
ным порядком. Для фиксирования правильного положения верхней части слив-
ного прибора гнездо 1 имеет выступы (усы), которые должны войти в углубле-
ния патрубка <?.

К недостаткам сливного прибора системы Утешинского следует отнести:
непостоянную герметичность даже при перевозках тёмных нефтепродуктов;
ненадёжность второго затвора (заслонки), к тому же часто нарушаемого
вследствие утери нажимного штуцера; труд-
- I	ность открытия клапана при смерзании жид-

кости вокруг сливного прибора; частые
повреждения деталей прибора.

Основная идея прибора — смена неис-
правных частей без слива груза и без влеза-
ния внутрь котла — трудно реализуется на
практике.

хнего слива следующее. В котле размещена

одна сливная труба для сифонного слива груза. Нижний конец трубы, срезан-
ный под углом 45°, укреплён в поддоне.

Поддон (фиг. 419) предусмотрен для обеспечения полного слива груза.
Он прикреплён к броневому листу котла и снабжён обогревателем.

Верхний конец трубы проходит через днище колпака и оканчивается па-
трубком для присоединения сифонного устройства при сливе. Патрубок за-
крывается крышкой (заглушкой). В некоторых специальных цистернах (на-
пример, для перевозки азотной кислоты) для ускорения слива имеется вторая
сливная труба.

На днище колпака укреплён патрубок для входа воздуха в котёл при сливе
груза через сифонную трубу и выхода воздуха при наливе цистерны, а также
патрубок (глазок), через который производится замер уровня груза в котле.

В последних конструкциях бензиновых цистерн из описанных деталей
устройства верхнего слива имеются только поддоны. Для слива груза из та-
кой цистерны используется гибкий шланг, опускаемый через люк колпака
в котёл; конец шланга должен располагаться в поддоне.

Слив через сифон требует обеспечения полной герметичности соединений,
так как в противном случае происходит разрыв струи жидкости, прекращаю-
щий действие сифона. Кроме того, простой цистерн при таком сливе велик.

Для обеспечения безопасности цистерны, предназначенные для перевозки
бензина, спирта, кислот и тому подобных грузов, снабжаются предохра-
нительными и впускными (вакуумными) клапанами.

Корпус предохранительного клапана 2 (фиг. 420) с приваренными к нему
седлом 3 и верхним кольцом 4 ввинчен в гнездо 7, укреплённое на колпаке
цистерны. К седлу 3 прижат предохранительный клапан 5, снабжённый че-
тырьмя направляющими 13. К верхней плоскости клапана 5 приварена втулка 6
с ввёрнутой в неё пробкой 14, предназначенной для закрытия сквозного от-
верстия в клапане, через которое пропущен стяжной болт 7. Стяжной болт 7
диаметром 16 мм с шайбой 11 и двумя гайками 12 предназначен для регули-
ровки пружины <?, расположенной между седлом 3 и пятником 10, имеющим
четыре упора 9. Сверху клапан закрыт колпаком 16, имеющим кольцо 17
и присоединённым к колпаку цистерны цепочкой 15.

Пружина 8 клапана бензиновых и спиртовых цистерн регулируется
на 1,5 ати, а цистерн для перевозки кислоты на 2,5 ати. При большем
давлении в котле клапан 5 преодолевает сопротивление пружины 8 и подни-
мается вверх. Тем самым излишек газа проходит между рабочими поверхно-
стями клапана 5 и седла 3 и выходит в атмосферу через отверстия в кольцах
17 и 4.

Впускной клапан (фиг. 421) имеет конструкцию, подобную конструкции
предохранительного клапана. При понижении давления в котле на 0,2 ат

впускной клапан срабатывает.

Спиртовая двухосная цистерна ём-
костью 25 м3 (с кузовом) в отличие от
бензиново-спиртовых цистерн, имеющих
предохранительные и впускные кла-

Фиг. 421. Впускной клапан:

/ — кожух; 2-седло; 3—сетка; 4 — гнездо;
5-клапан; 5 —пружина; 7—колпак; 8 -крыш-
ка; 9 — скоба; 10 — шплинт; 11 — шайба;
12—прокладка; 13 — ушко;	14—внутренняя

пломба; /5 —наружная пломба

Фиг. 420. Предохранительный
клапан

паны, оборудована одним воздухоспускным патрубком. Этот патрубок внизу
имеет две предохранительные сетки; вверху он защищён колпачком, под ко-
торым расположены отверстия диаметром 3 мм.

11.	КАЛИБРОВКА ЦИСТЕРН

В цистернах железных дорог СССР в отличие от остальных типов вагонов
количество груза определяется не взвешиванием, а по замеру при помощи
таблиц калибровки.

Для этого измеряется высота наполнения цистерны деревянной или ме-
таллической рейкой и определяется удельный вес груза. Затем, пользуясь
таблицами калибровки, в которых указана ёмкость котла в зависимости от
уровня его налива, легко подсчитывается вес груза.

Каждой конструкции цистерны присваивается свой калибровочный тип,
(см. табл. 49), который в виде цифры наносится на обоих днищах котла.

Принятый на наших дорогах калибровочно-замерный способ обеспечивает
ускорение оборота цистерн и удешевление перевозок, так как не требуется
терять время на взвешивание, расходовать маневровые средства для подачи
и уборки с весов вагонов, загромождать станционные пути и т. п.

12.	РАСЧЁТ КОТЛА ЦИСТЕРНЫ

Типовой расчёт. При расчёте котла цистерны полагают, что на него
действуют следующие нагрузки:

1)	вес груза Рг\
2)	собственный вес котла и укреплённых на нём деталей Рк;

3)	вертикальные усилия Рд , обусловленные колебаниями вагона на
рессорах вследствие неровностей пути и дефектов в ходовых частях;

Pd = kd(Pe + PK),
где ko — коэффициент динамической добавки;

4)	внутреннее давление в котле р, которое возникает в герметически
закрытых цистернах при перевозках специальных грузов и от испарения
жидкости, а также создаётся при испытаниях котла;

5)	продольные силы инерции Тк, возникающие при рывках или со-
ударениях вагонов.

Остальные нагрузки, действующие на котёл (центробежная сила,
давление ветра и др.), обычно не учитываются, так как предполагается,
что их влияние незначительно.

Приближённый расчёт котла на упомянутые выше нагрузки прово-
дится следующим образом.

Вертикальная нагрузка. Вследствие большой жёсткости котла,
значительно превышающей жёсткость продольных балок рамы, почти вся
вертикальная нагрузка передаётся на две крайние опоры (это подтверж-
дается испытаниями вагонов-цистерн). При этом котёл рассматривается
как балка, лежащая на двух опорах, загруженная равномерно распреде-
лённой нагрузкой интенсив-
ностью

л Рг + Рк + Рд
---------L------

где L — общая длина котла.

Нормальные напряже-
ния в стенках котла опре-
деляются по формуле

М

a™ = W’ (498)

Фиг. 422. Расчётная схема котла

где М— изгибающий момент;

W— момент сопротивления поперечного (кольцевого) сечения котла.

Внутреннее давление. При наличии внутреннего давления
котёл может рассматриваться как тонкостенный сосуд и рассчитываться
по формулам мембранных напряжений1.

Величина мембранных напряжений в цилиндрической части котла
подсчитывается по следующим формулам:

растягивающие напряжения в меридиональном направлении (в кольце
вом поперечном сечении / — /, фиг. 422), которые в дальнейшем будем
называть меридиональными напряжениями,

растягивающие напряжения в экваториальном направлении (в сечении,
проведённом по образующей II— //, фиг. 422), которые в дальнейшем
будем называть экваториальными напряжениями,

а -PRl

°а - "Л?

[(500)

где р — внутреннее давление;

/?!—радиус цилиндрической части котла;

hx — толщина стенки цилиндрической части котла.

1 Оболочки, которые не испытывают изгиба, иногда называют мембранами, и напря-
жения в них, вычисленные без учёта изгиба, — мембранными напряжениями.
По таким же формулам подсчитываются мембранные напряжения
в колпаке (при подстановке соответствующих значений R и А);

напряжения в сферическом днище

где /?2 — радиус днища;

Л2 — толщина стенки днища.

Продольные силы инерции. Продольные силы инерции вызы-
вают удар жидкости в днище котла.

По существующим нормам расчёта1 сила давления жидкости на днище
цистерны, развивающаяся при соударениях и рывках вагонов, принимается
равной 7\= 80 000 кг (приведённая к статической).

Считая эту силу равномерно распределённой по вертикальной проек-
ции днища, перпендикулярной продольной оси котла, определим давление
на единицу поверхности днища от силы Тк

лт

=	(501)

~De

Напряжения в сферическом днище от этого давления

Растягивающие напряжения в кольцевом поперечном сечении f — I
цилиндра

а = „ «Ь_______

6 Ad'-D2)’

где De — внутренний диаметр котла;

DH—наружный диаметр котла.

Q	iz(D2 — D2)

Заменяя площадь сечения котла ----------- приближенным значе-

нием u De Aj = 2 it 7?! и выразив Тк через давление plf получим

(503)

Вблизи днища, подверженного действию ' силы Тк, в цилиндрической
части котла, кроме меридиональных напряжений об, возникают экватори-
альные напряжения

=	[(504)

Суммарные напряжения. Наибольшие суммарные напряжения
от всех рассмотренных нагрузок:

в сечении I — I цилиндра2

° = $из + 01 +	(505)

в сечении // — II цилиндра

° = оа + <Ув;	(506)

в днище

□ = ст3 + <з4.	(507)

1 Технический справочник железнодорожника, .т. 6. Трансжелдориздат, 1£52,
стр. 733.

2 Напряжения определяются в нескольких сечениях цилиндра, поскольку вели-
чины сиз и ов непостоянны по длине котла (приближённо ав изменяются по линейному
закону от наибольшей величины у днища, на которое происходит удар, до нуля у про-
тивоположного днища).
В изложенном типовом расчёте принятая аналогия напряжённого состоя-
ния от вертикальной нагрузки тонкостенной оболочки и балки является услов-
ной. Величина силы инерции (Тк = 8 000 кг) и характер её действия нуждаются
в уточнении. Недостаточно обоснована и величина внутреннего давления
р = 4 ати, принимаемая при гидравлическом испытании в расчёте котлов.
Эти усилия должны быть обусловлены силой гидравлического удара жидкости,
проявляющегося при эксплуатации вагонов-цистерн. Однако явления гидрав-
лического удара в котле цистерны ещё недостаточно изучены.

Проведённые в последние годы испытания и расчёты позволяют рекомендо-
вать величину внутреннего давления р =2 4- 3 ати как более обоснованную.

Пй рекомендации ЦНИИ и НИБ величина внутреннего давления, прини-
маемого для расчёта котлов цистерн, определяется как сумма давления паров
жидкости или газа и давления, развиваемого при гидравлическом ударе.

Первая составляющая в цистернах, предназначенных для перевозки нефте-
продуктов и подобных им грузов, принимается равной 1,5 ати (по регулировке
предохранительных клапанов), а для цистерн, перевозящих специальные грузы,
определяется техническим заданием на проектирование.

Величина давления, возникающего при гидравлическом ударе (приведён-
ная к статической), принимается равной 1,5 ати.

Величина продольного усилия, рекомендуемая ЦНИИ и НИБ для ва-
гонов-цистерн, равна

Т к\ = pF,

где р — давление на днище цистерны при гидравлическом ударе; р ~
= 1,5 ати\

F—площадь вертикальной проекции днища, перпендикулярной про-
дольной оси котла; F =	.

Поскольку величина усилия Тк1 превышает величину инерционных
усилий, развивающихся при торможении, то действие последних в расчёте
цистерн рекомендуется не учитывать.

Напряжения, вычисляемые по формулам (499) — (500), вполне соответ-
ствуют измеренным при испытаниях котлов вагонов-цистерн, подверженных
внутреннему давлению, во всех местах, достаточно удалённых от участков
приложения нагрузки и резкого изменения сечения оболочки.

Дополнительные напряжения в местах резкого изменения сечения оболоч-
ки, а также в зоне приложения нагрузок должны определяться отдельно и сум-
мироваться с основными напряжениями, установленными типовым расчётом.

Дополнительные напряжения в месте соединения цилиндрической части
котла с днищем. В существующих конструкциях цистерн контур меридиональ-
ного сечения в месте соединения цилиндрической части котла с днищем пред-
ставляет, собой обычно линию, состоящую из сопряжённых круговых дуг
разных радиусов и прямой. Если толщина листов днища и цилиндрической
части различна или они соединены внахлёстку, то переход от криволиней-
ной части контура к прямолинейной представляет ломаную линию. Нару-
шениями непрерывности формы (резкими изменениями радиусов кривизны
и направлений касательных) обусловливается появление деформаций изгиба
элементов контура меридионального сечения.

Для определения величины местных напряжений в первом приближении
будем пренебрегать переходным элементом, т. е. считать сферическое днище
постоянной кривизны непосредственно сопряжённым с цилиндрической частью
котла.

Воспользуемся решением подобной задачи, выполненным Институтом
электросварки Академии наук УССР1.

1Е.О. Патон и В. В. Шеверницкий. Неотбортованпые сферические днища
сварных сосудов. Издательство Академии наук УССР, Киев, 1936.
Общий принцип расчёта. Рассмотрим сосуд (фиг. 423,а),
подверженный внутреннему давлению р. Разрезом / — / отделим днище от
цилиндра и рассмотрим деформации каждой части отдельно. Чтобы сохранить
равновесие в месте разреза, необходимо приложить силы, заменяющие действие
отрезанной части.

На фиг. 424 изображены отдельно днище и цилиндр с действующими на
них силами.

Фиг. 423. Расчётные схемы сопряжения днища с цилиндром

Из суммы проекций на вертикальную ось сил, действующих на днище
(фиг. 424), получаем Т = ~2 sir/cx’ гДе — сила, приходящаяся на еди-
ницу длины контура сечения /—/ и нормальная к радиусу, соединяю-
щему этот контур с центром днища. Составляющая силы Т, нормальная

к образующей цилиндра, равна Н =
зующей цилиндра равна S = (фиг.

pRi	л

2~[ga’ а составляющая вдоль обра-
423, в).

Фиг. 424. Расчётная схема днища и цилиндра

При отсутствии сил и моментов Х2 радиус днища /?2 под действием толь-
ко сил Т и внутреннего давления р несколько увеличился бы и самое днище
заняло положение, показанное на фиг. 423, б пунктиром.

Под действием только сил р и Т и при отсутствии сил Хг и моментов Ха
цилиндр деформировался бы, как изображено на фиг. 423, в пунктиром, т. е.
в средней части радиус несколько увеличился, а вблизи разреза несколько
уменьшился и концевая часть прогнулась бы внутрь цилиндра.

Следовательно, если краевые сечения днища и цилиндра могли бы неза-
висимо друг от друга перемещаться, то вследствие этого между краем днища
и краем цилиндра появился бы зазор и какой-то угол поворота. В силу усло-
вий неразрывности деформаций двух рассматриваемых элементов углы пово-
рота и линейные смещения соответственно должны быть равны между собой.
Это условие обеспечивается наличием сил Xt и Х2, приложенных в месте со-
единения сферического днища с цилиндрической частью котла (фиг. 423,г).
Таким образом, под действием внутреннего давления в месте соединения
днища с цилиндром возникают вышеуказанные силы Г, Xt и X2t которые вы-
зывают в стенках сосуда значительные дополнительные напряжения как в эква-
ториальном, так и в меридиональном направлениях. При этом экваториальные
напряжения в месте соединения днища с цилиндром являются сжимающими,
затем на определённом расстоянии от края переходят в напряжения растяже-
ния, потом снова становятся сжимающими и т. д.

Характер изменения экваториальных напряжений может быть выражен
функцией

аэк = (И sin рх + В cos р*)>	(508)

т. е. экваториальные напряжения изменяются по синусоиде с постепенным
затуханием. Это затухание определяется выражением е~?х. Поэтому на-
пряжения а9к по мере удаления от места присоединения днища к цилиндру
сильно уменьшаются (при втором размахе напряжения становятся
в 23,14 раза меньше, чем при первом, и ими можно уже пренебрегать).

Дополнительные напряжения в меридиональном направлении ал/, являю-
щиеся напряжениями изгиба, имеют такой же характер изменения по
длине меридиана, как и экваториальные напряжения, т. е. также изме-
няются по закону синусоиды с быстрым затуханием волн.

Дополнительные напряжения от сил Xv и Х2, особенно меридиональные,
значительно превосходят величину основных напряжений, определяемых по
формулам мембранных напряжений.

Определение напряжений в днище и стенках ци-
линдра. Для расчёта рассматриваемого места целесообразно использовать
сочетание метода сил строительной механики и теории тонкостенных оболочек.

Данная система является дважды статически неопределимой. Разрезав ко-
тёл по сечению / — / (см. фиг. 423, а) и приложив в месте разреза силы’?^ и
Х2, превратим нашу систему в статически определимую. Три основных со-
стояния преобразованной системы изображены на фиг. 423, д. Сила Х{ являет-
ся горизонтальной силой, а сила Х2—моментом, приходящимися на 1 см по-
гонной длины контура соединения днища и цилиндра, причём момент действует
в меридиональной плоскости.

Неизвестные усилия Хх и Х2 определяются при решении следующей системы
канонических уравнений:

4“	+ ^ip = 0;

$21^1 + $22^?. + $2р = 0.

В табл. 50 приведены основные формулы, необходимые для определения коэффи-
циентов при неизвестных и грузовых членов канонических уравнений1.

Таблица 50

Формулы для определения коэффициентов при неизвестных
и грузовых членов канонических уравнений

Силовой фактор, приложенный к краю оболочки	Край цилиндра		Край сферического днища	
	Перемещение	Угол поворота	Перемещение	Угол поворота
Симметричная гори- зонтальная сила W . .  Симметричный, дейст- вующий в меридиональ- ной плоскости, мо- мент М		2pi  У1 - к N  2 0?  У»=———м К1	'	2р1 а/  »•- ,, "  -	4 Гм	20t sin’а  ЬНг *  Е fi2	,	2р? sin а  Е tlf  ,	402

1 Вывод этих формул можно найти в книге проф. 3. Б. Канторовича. Осно-
вы расчёта химических машин и аппаратов. Машгиз, 1946, стр. 75.
В таблице обозначено:

— коэффициент затухания, равный для цилиндрической оболочки

ря—коэффициент затухания, равный для сферической оболочки

₽, =4/0,75(1-^) •	.

У Аа«2

При значении коэффициента Пуассона р = 0,3
1,287	1.287/?а

и /*Х':

Х1—коэффициент упругости основания продольного элемента цилиндрической
оболочки

Eht

*1 = R? ’

упругости;

Е — модуль

где

Rt, #2, и обозначены на фиг. 423, а.

Пользуясь приведёнными формулами, найдём значения коэффициентов при неиз-
вестных и грузовых членов канонических уравнений:

2?! ,
°и = У1 + У» — K1 • 1 +

2?? ,
= »,-»« = — • i -

оп = У1-Уз~~^- i-

— Уч 4" У• i +

2/?apasin2a
bh2 ' ’

2р? sin a

-W,:

2p2 sin a

Eirt 1 = 5i*:

4₽2

ъ1р — Уц—Уд —У1Н — 0.85	0.35 Р— К1 '2 tga '

р2
А 1	р

где Уц = 0,85 р = 0,85 — —перемещение края цилиндра под действием внутрен-

него давления р;

Уд = 0,35 Р — перемещение края днища под действием внутреннего
давления р;

----У'Н------Ki " 2 tg a •

Подставляя найденные значения коэффициентов при неизвестных и грузовых
членов в систему канонических уравнений и решая последнюю, найдём значения не-
известных %! и Ха.

Определив X! и Ха, можно найти и значения напряжений в днище и цилиндре.
Для этого необходимо рассмотреть отдельно днище и цилиндр, загруженные внешними
силами р с реакциями и найденными неизвестными Хх и Ха.

Определим сначала напряжения в днище (см. фиг. 424).

Укорочение радиуса под действием Х2 и Ха составляет

У = У1 — Уз =

2i*2 Sin a 27?аря sin2 a
ЕЛ, 'Xi~ Eh.  X‘-

Дополнительные экваториальные напряжения на краю днища

\аэк)о —

(509)

Дополнительные меридиональные напряжения от изгибающего момента Ха на
краю днища

X, 6X,
± U7, -± ЬЛ2 •
Изменения дополнительных экваториальных напряжений по длине меридиана
определяются формулой

' е -₽*“ ’sin (м+Ф+ j).	(511)

81п(ф+-И	\	'

где о» — угол широты, измеренный от края сферического днища;

ф—постоянная интегрирования, зависящая от характера заделки и потому назы-
ваемая степенью заделки; при свободной подвижности края оболочки ф=45°,
при жёсткой заделке ф = 0; в данном случае при упругом соединении края
сферического днища с краем цилиндра степень заделки определяется из сле-
дующего выражения

/ г. \

где (sjw)o *— дополнительнее меридиональное напряжение на краю днища при упру-
гом опирании [вычисленное по формуле (510)], а (ад<)о=О то же при пол-
ной заделке [равное, как показывают вычисления , 1,816 (%Л)0 — см. фор-
мулу (509)].

Давая рао) разные значения от 0 до 2--, определим величину дополнительных
экваториальных напряжений в любой течке днища по длине меридиана.

Дополнительные меридиональные напряжения от и Х2 в любой точке мери-
диана определяются формулой

____(аэк)о _______

/1— +

(512)

Давая рао) разные значения от 0 до 2тс, получим ам в любой точке днища по длине
меридиана.

Сложив дополнительные напряжения с мембранным, найдём суммарные меридио-
нальные и экваториальные напряжения в днище:

а = ам + а3 |
° = аЗК + аЭ /

(513)

Дополнительные напряжения от изгибающего момента на краю цилиндра
(см. фиг. 424)

(ал)о = ±	= ± , .2 •	(514)

w 1	1 •fl I

Укорочение радиуса цилиндра

У	— Уъ— Ух — к %2 к (н — ^1)*

Дополнительные экваториальные напряжения на краю цилиндра

Ей

<515>

Дополнительные экваториальные напряжения по длине меридиана

e~9lX sin + ф + т) ’	(516>

где х — координата, измеренная от края цилиндра по направлению образующей;

ф— степень заделки, определяемая из приведённого выше выражения, но при
подстановке (аЛ£)0 и (оэк)0 цилиндра.

Давая разные значения от 0 до 2~, получим экваториальные напряжения
в любой точке по длине меридиана.

Дополнительные меридиональные напряжения по длине меридиана

°Л1 = —-----—	V,3  е м cos (р,х + ф + т ) •	(517)

V1	— |x».sin (ф 4-

Суммарные меридиональные и экваториальные напряжения в стенках цилиндра:
Проведённое Институтом электросварки Академии наук УССР сравнение напря-
жений, определённых по вышеприведённым формулам, с измеренными на специально
изготовленном сосуде, подверженном внутреннему давлению, показало, что расчётные
и экспериментальные напряжения изменяются по одному и тому же закону и их вели-
чины очень близки (фиг. 425). На фигуре изображены эпюры расчётных и измеренных
напряжений.

Из эпюры видно, что максимальные напряжения имеют местный характер и выра-
жаются в виде отдельных пик. Большие напряжения в месте соединения днища
с цилиндром возникают в основном от изгибающего момента Х2. Можно полагать, что
при напряжениях, которые превышают предел пропорциональности, настанут пласти-
ческие деформации и момент уменьшится, отчего понизятся в этом месте и дополни-
тельные напряжения. Этим, видимо, объясняется весьма редкое появление трещин
в рассматриваемом месте при эксплуатации цистерн несмотря на большие напряжения,
определяемые расчётом и замеряемые при всех испытаниях котлов.

Фиг. 425/Эпюры расчётных неизмеренных
напряжений

Фиг. 426. График зави-
симости напряжений от

кривизны днища

При конструировании цистерн необходимо стремиться к уменьшению
напряжений в месте перехода от цилиндра к днищу. Величина напряжений
(особенно дополнительных) зависит от толщины стенки и кривизны днища.
Достигать понижения напряжений путём увеличения толщины стенки крайне
нежелательно, так как это приводит к повышению тары цистерны. Изменение
кривизны днища следует рассматривать как более целесообразное мероприя-
тие для данной цели.

На графике (фиг. 426) показана зависимость напряжений в месте соедине-
ния днища с цилиндром от кривизны днища1 *. По оси абсцисс отложено отно-
шение радиуса цилиндра к радиусу сферического днища, а по оси ординат от-
ношение дополнительных меридиональных напряжений в сферическом днище

различного радиуса к аналогичным напряжениям в плоском днище.

Из графика следует, что изменение кривизны днища приводит к рез-
кому уменьшению напряжений в исследуемом месте.

Изменение величины меридиональных напряжений для значений

*1
/?а’

практически возможных в котлах вагонов-цистерн, показано на фиг. 427.
В этом графике по оси абсцисс отложена величина радиуса днища в мм,
а по оси ординат—значение меридиональных напряжений в кг/см* (на
внутренних стенках оболочки); график вычислен для котла с размерами:

= 1 380 мм, Лх = 6 мм и Л2 = 8 мм при р = 1 ати.

Влияние переходного радиуса. Напряжения, вычисляемые
по приведённым формулам, справедливы для непосредственного сопряже-
ния цилиндра со сферическим днищем. В вагонах-цистернах днище обычно

имеет переходное сопряжение, очерченное радиусом г.

1 Графическая зависимость (фиг. 426) установлена канд. техн. наук. С. В. Вер-

шинским для цистерны ёмкостью 50 м3 современной постройки.
Аналитический учёт влияния фермы переходного сопряжения на
величину напряжений в исследуемой зоне представляет большие трудности.
Поэтому воспользуемся эмпирической формулой, позволяющей вычис-
лить величину суммарных меридиональных напряжений в переходном

сопряжении

рГг_________1_______

2Ла 0,26 4-6,2“— 0,23 —г

' R* &

(519)

Напряжения, вычисляемые по данной формуле, хорошо согласуются
с измеренными при испытаниях вагонов-цистерн.

Фиг. 427. График изменения меридиональных напряжений
в зависимости от кривизны днища

Приведённая формула справедлива в пределах изменения отношения
радиуса сопряжения г к радиусу днища /?2 от 0,01 до 0,13, т. е. охваты-
вает обычные в вагонах-цистернах соотношения.

При

-„-==0,13-7-0,25 следует пользоваться другой эмпирической формулой1

а =

2h2

1,71

(520)

Если радиус сопряжения очень мал, так что < 0,005, практически можно пре-
вебрегать влиянием переходного сопряжения на понижение напряжений.

Согласно формуле (519) размер радиуса сопряжения существенно влияет на вели-
чину напряжений в днище. При р = 4 ати, h2 = 11 мм, /?а = $ 500 мм и г = 50 мм
<з = 1 850 кг!см2. Увеличение радиуса сопряжения вдвое при неизменных остальных
величинах понижает напряжения до а = 1 520 кг/см2, или на 18%. Если при тех же
условиях выбрать г = 250 мм, то а = 1 0С0 mjcM2, или на 41% меньше первых.

Дополнительные напряжения в месте соединения колпака с барабаном. В ка-
честве приближённой расчётной схемы может быть рассмотрена элементарная полоска
(шириной, равной единице), вырезанная меридиональными сечениями вдоль верхней
образующей котла (фиг. 428, а).

При наличии внутреннего давления в котле участки данной схемы могут рассмат-
риваться как балки на упругих основаниях.

Пренебрегая влиянием правой и левой половин элементарной полоски друг на
друга, получим следующие две расчётные схемы (фиг. 428, б).

Формулы (519) и (520) предложены канд. техн, паук С. В. Вершинским.
Усилие S, компенсирующее влияние отброшенной части колпака, равно

С	1

о — G7'Z3 — 2	*

pRi

где 2й?

меридиональные мембранные напряжения в колпаке;

р — внутреннее давление в котле;

#3 —радиус колпака;

h3 — толщина стенки колпака.

Произведём расчёт схемы А (расчёт схемы В аналогичен).

Отделив колпак от цилиндрической части котла и введя неизвестные силу
момент Х9, получим основную систему (фиг. 428, в).

Хг и

Фиг. 428. Расчётные схемы соединений колпака с цилиндром

Пользуясь приведёнными в табл. 50 формулами прогибов и углов поворота, най-
дём перемещения рассматриваемых балок.

Угол поворота цилиндрической части котла (балка 1)

2?2	4₽?

уц- ~ к, S~ к, Х»’

Угол поворота и прогиб вертикальной степки колпака (балка 2)

Ук~ к, Х»+ к,

23з	$3з	р

^с =	К	к“Х«-0’85	К

Kg	к3	Kg

Р, — коэффициент затухания для колпака;
при р = 0,3

_ (1,287

ка— коэффициент упругости основания продольного элемента колпака

Eh3

Кз~ Rl ‘

Приравнивая углы поворота у'ц = ук и полагая прогиб ук = 0, получим
из двух уравнений:

систему

откуда

23?

к» Х

2?1 с
-IX,-— 5 = 0;

??х1-7Гх»-°’85Т" = 0’

к3	к3	Kg

—0,85 P3kx

X з — Р 1	,------ • ,

2 (23] к3 4- Ззхх)

(521)

Xi----р Зз

3? «з^з—0.85 рз/с.

_______________+

2 (23? к,+ ?!«>)	2?э

(522)

Дополнительные меридиональные напряжения в цилиндрической части котла
(в месте присоединения колпака)

_ Хг бХ*
'ж)о - ±	= ± 1й2 •
Дополнительные меридиональные напряжения в колпаке (максимальные)
Х2 6Х2

(’Л=±^ = ±^2 -	(524>

Подобно тому, как это было показано выше, могут быть определены экваториаль-
ные напряжения в месте присоединения колпака к барабану котла, а также меридио-
нальные и экваториальные напряжения в любом сечении на расстоянии х от места
соединения, причём в данной зоне также имеется резкое затухание кривой дополни-
тельных напряжений по мере возрастания х.

Определяемые по данным формулам напряжения в месте соединения колпака
с цилиндрической частью котла обычно имеют значительную величину. Например,
в цистерне ёмкостью 25 м3 послевоенной постройки (Ri = НО см; R3 — 60 см;

= 0,8 см; h3 = 0,6 см; Е — 2,1 • 10е кг)см2) при р — 2 ати дополнительные напряже-
ния равны (ам)0 = zb 1 OSO кг!см2 в цилиндрической части котла и (-л,)0= ± 1 040 кг)см1
в колпаке.

Кроме напряжений, обусловленных внутренним давлением, в этом месте при дви-
жении вагона появляются вибрационные напряжения; последние могут быть объяснены
колебаниями массы колпака, лежащей на упругой оболочке цилиндра котла. Поэтому
следует считать вполне обоснованными указанные выше меры по повышению прочности
и жёсткости данного места.

Дополнительные напряжения в зоне опор котла. При испытаниях цистерн
обнаруживаются значительные деформации котла в радиальном направле-
нии. Эти деформации обусловлены опорным давлением деревянных брусков
крайних опор. Вертикальные колебания надрессорного строения вагона уве-
личивают прогиб и напряжения оболочки котла в зоне опор пропорционально
коэффициенту вертикальной динамики рессорного подвешивания.

Кроме вертикальных нагрузок (вес груза, собственный вес котла, усилия
от вертикальных колебаний), на опорные места оболочки действуют боковые
нагрузки (центробежная сила, давление ветра, боковые удары при входе на
кривые и стрелки, перекосы во время движения, усилия от поперечного от-
носа, боковой качки и др.). Боковые силы передаются на одну сторону котла.
При малой жёсткости оболочки котёл прижимается главным образом к край-
ним (верхним) брускам, отчего происходит местный изгиб и в известных слу-
чаях остаточные деформации (вмятины).

Наличие зазоров между броневым листом и опорными брусками (в экс-
плуатации наблюдаются зазоры до 7 мм) и потёртостей на котлах в опорных
местах свидетельствуют о перемещениях котла как в вертикальном направле-
нии, так и поперёк рамы. Такие условия посадки котла усугубляют действие
нагрузок. Результатом являются значительные напряжения местного изгиба
оболочки в зоне опор котла.

Напряжения в зоне опор котла могут быть найдены расчётным путём,
используя теорию В. 3. Власова1.

Расчётная схема котла цистерны может быть представлена в виде замкнутой ци-
линдрической оболочки, имеющей по торцам мембранные перегородки, абсолютно
жёсткие в своей плоскости. Такими перегородками можно считать днища котла. Для
упрощения расчёта примем толщину стенок цилиндрической части котла везде одина-
ковой.

Выделим двумя меридиональными и двумя экваториальными сечениями бесконечно
малый элемент оболочки ABCD (фиг. 429,а) со сторонами и Rxdb. Здесь и 6-
безразмерные координаты, связанные с длиной дуги s и длиной образующей цилиндра
х соотношениями:

Действие оболочки на выделяемый элемент заменим силами и моментами, которые
могут возникать по площадкам продольного и поперечного сечений элемента (фиг. 429,6).

Возьмём систему координат с центром в точке А (;, 6), направив ось х по обра-
зующей, ось у по касательной к дуге поперечного круга и ось г по внутренней
нормали к элементу. Внешнюю нагрузку, приходящуюся на единицу поверхности эле-
мента, разложим по этим трём взаимно перпендикулярным направлениям, обозначив
соответствующие компоненты внешней нагрузки X, Y и Z. Обозначим через u, и и ад
компоненты полного перемещения точки А (5, 0) соответственно по образующей, каса-
тельной к дуге круга и внутренней нормали.

1 В. 3. Власов. Строительная механика оболочек. ОНТИ, 1936.
_ Для рассматриваемой задачи расчёта котла цистерны следует считать X = О
и Y = 0. В таком случае, раскрывая условия равновесия бесконечно малого элемента
эболочки, получим следующую, систему дифференциальных уравнений1:

Таким образом, получается шесть уравнений [при’восьми неизвестных, т. е. дан-
ная задача расчёта оболочки является статически неопределимой. Эта задача может
быть решена, если дополнительно рассмотреть условия неразрывности деформаций.
Условия неразрывности деформаций могут быть записаны в виде 2

д27\ д'Т 12/?х

— ае» — д£» + д2 Gi = °;

d2G, d2G Л| 527,
50» — д₽» + 12/?, ’ д02 — °'

Исключая из уравнений равновесия	и S~h присоединяя к ним уравне-

ния деформаций, получим для искомых функций нормальных сил Т1(1, 0) и Т (5,0)
и изгибающих моментов (;, 0) и G (£, 0) систему четырёх совместных линейных диф-
ференциальных уравнений:

д2Т1 д2Т дЮ	д2Т1 2 дЮ 2 d2Gt

д-2 ~ д0» + /?,д0» — °’ дв2 — а /?,д;2 + °2 /?,де2 — 0:

д27,	дгТ G,	~ d2G d2G,

де» —	д.»	+ а’ /?,	“ 0: Т + /?,д02	+ /?,д$2	+ R1 Z = °’

В частном случае, когда нагрузка не зависит от 0, эти уравнения принимают более
простой вид, соответствующий уравнениям балки на упругом основании:

d2T Gr	d2Gx

-dv+atRr°'’ T + R^ + R'Z=°-

1 В. 3. Власов. Строительная механика оболочек. ОНТИ, 1936, стр. 226.

2 Там же. стр. 227.
Для решения системы дифференциальных уравнений целесообразно внешнюю на-
грузку, приложенную к оболочке, представить в виде двойных рядов. При этом пер-
вый ряд выбирается тригонометрический и представляет разложение нагрузки по дуге
окружности цилиндра. Второй ряд выбирается в виде балочных функций и представ-
ляет собой разложоние Hai р> эки вдоль образующей цилиндра.

Общее выражение двойного ряда для любой нагрузки, распределённой на поверх-
ности оболочки, может быть представлено в следующей форме:

ОО Г	ОО

2(5,0)=^ у* + У] (чтп cos ne + sin n(j
m = l	n=»l

Здесь Xm (£;— балочная функция. Для выбранной расчётной схемы
Xe(O=5ifil7l^4,
где L — длина котла.

Если нагрузка на участке своего приложения постоянна по направлению дуги
окружности и симметрична относительно одной из образующих, двойной ряд получает
более простой вид:

2(5,0) = 2 2 Ат ап Хт (5) cos пО.

ГП. = ’ П = 1

Коэффициенты этого ряда определяются следующими выражениями:

J2 (5) Хт ft Ч

. Hi	I -	.	.

Лш = —------------- = — \ Z (?) sin т -j—

| 2
о

01

2 С	2	0« — О,

ал = — I cos л (МО = — (sin л02 — sin л0А); a0 = —-— ,

**	71 1	ЛЛ	'	7C

где 6i, £a, 0i и 0a— координаты, ограничивающее участок приложения нагрузки.

Если нагрузка на участке своего приложения постоянна по направлению дуги и
в направлении образующей, а также симметрична относительно одной из образующих
и середины котла, то коэффициент ряда определяется выражениехМ

Л	4 /	\

Ат = ™ (cosт —^-cos/n— 5» )•

Если нагрузка антисимметрична относительно образующей, ряд имеет вид

2(^,6)= 2 2	(^) sin

т=1 л=1

где Ат имеет прежнее значение;

0.

2 f	9

Ьп = — 1 sin п QdQ = — (cos п 0х — cos п 62).

71 J	лл

и»

В соответствии с принятым разложением нагрузки в двойные ряды решение за-
дачи о напряжённом состоянии оболочки также можно искать в аналогичных рядах.
Окончательное решение задачи для симметричной нагрузки при л^1 может быть
представлено в виде1:
силы	1

Л = а3 Я»	(а3 + п2) Втп х'т (£) cos п0

Gx = - R\	+ П< (а3 + 1)] Втп х” (£) cos пО

Т = а3/?,	~ [л* (и3 -I)- а34] Втп Хт (?) cos пО

G = а2/??	[ 4 -i- л3 (л3-!)] Вт„ Хт (5) cos Я0

S = a'Rt	(а2 + г.3) Втп Х^ (5) sin л0

перемещения

«3

Е«= “йТ” 2j2jA^r(o3+rt2)Bm'’X">(5)cOSn0

a3R| W n3

Ev=~h^ 2j2j^ ^a2+"^B'nnAm^)sinzje

h“' = —fc2^	[a2.um + "4 (fl2 + !)] 0тЛХт(5)СОЗлО

л 1	ЬяА —mn

(525)

(526).

где Ьтп =	(а3 + л2)3 + а3 [|4+л3(л3-1) ]2;

Л1«Л«/?^
В/пл=ЛтСЛ»	f1/7: =	*

Е— модуль упругости.

В случае антисимметричной нагрузки данные формулы остаются справедливыми,
если заменить sinnO на cos /10, и наоборот.

Для оценки прочности котла цистерны наиболее существенное значение имеют
момент G и усилие Tlt имеющие наибольшую величину по сравнению с осталь-
ными силовыми факторами, определяемыми формулами (525). В таком случае на-
пряжения определяются формулами:

Т\

G1 - 1 Л,

QG	<527>

При л = 0 формулы (525) и (526) имеют вид:

T = -atR^^^xm (5)

Gl=-^Sa^4X“(5)

(528)

12^?

£“' = ~лГ

1 + иХ,
1 • т

Таким образом, решение при п = 0 (случай полярно симметричной задачи) соот-
ветствует решению балки на упругом основании с нагрузкой, представленной рядом
балочных функций, т. е. решению акад. А. Н. Крылова.

Частный случай равномерной нагрузки по длине даёт решение в виде мембран-
р/?х

ных напряжений по формуле Лапласа с =	.

Если пренебречь продольными изгибающими моментами Glt которые для данной
оболочки малы, то для случая п — 1 задача о напряжённом состоянии котла сводится
к задаче изгиба балки распределённой нагрузкой, и меридиональные напряжения опре
деляются формулой

G - у //,
где М— изгибающий момент от нагрузки в сечении котла;

/—момент инерции поперечного (кольцевого) сечения котла;

у — расстояние от нейтральной оси до рассматриваемого волокна (0 < у < Rx).

Пользуясь изложенной теорией В. 3. Власова, можно определить напряжения
в зоне опор котла. Схема расчёта применительно к котлу цистерны ёмкостью 25 м1
будет следующей Ч

Расчётные нагрузки: 1) вертикальная Р — 25 000 кг и 2) боковая //= 10 000 кг
(40% от Р).

Размеры котла: Rx = ПО см; ht— 1 см; 1 = 640 см. Опорами котла служат че-
тыре парных бруска, симметрично расположенных относительно нижней образующей.
Опорная поверхность каждого бруска axb= 140x11 см.

Загружение котла разделяется на две схемы;- равномерно распределённая по
длине котла внешняя нагрузка с реакциями на жёстких мембранных перегородках по
концам котла. Вторая схема — опорное давление с реакциями на тех же перегородках.

Расчет первой схемы не представляет труда и, как было установлено выше, на-
пряжения определяются формулами для тонкостенных цилиндрических сосудов и из-
гиба балок. Численные значения этих напряжений аиз = 50 лг/гж2 и с2 = 28 кг/см*.

При расчёте второй схемы принимается, что опорное давление по поверхности
бруска постоянно.

Для распределения опорного давления между отдельными брусками принимается
следующий порядок расчёта:

1)	строится кривая перемещения иц от единичной нагрузки, приложенной к одному
бруску, при 5 = const на основании приведённых выше формул;

2)	определяются единичные перемещения для парных групп усилий, приложенных
к брускам, расположенным симметрично относительно середины и нижней образующей
котла;

3)	определяются величины парных опорных давлений Z/ путём решения системы
уравнений, выражающих условия деформаций на опорах и условия равновесия.

При симметричном загружении эти уравнения имеют вид:

п	п	п

2 Zi WU = у Zi Wit = . . . = 2 zi win= WO’

i=\	Z=1	Z=1

n?

2 ZzcosO/ = J.

При антисимметричном загружении:

1	n	. n	n

--2	=  Л— 2	W/2 = . . . = — a— 2 U>in = ^°’

sin 01	Sin02	sinOn z"|

2’2/sin^ =!L.

В этих формулах:

n —число парных брусков;

&'о— вертикальное смешение центра котла;

—горизонтальнее смещение центра котла;

0/ — центральный угол, отсчитываемый от нижней точки котла до опорного
бруска I.

Численные значения опорных реакций от вертикальной нагрузки Р = 250С0кг:

Zi — 3 050 кг; Z2 = 0; Z3 = 1 610 кг; Z4 = 2 400 кг.

От действия бокового усилия Н = 10 000 кг:

Zx = 3 730 яг;. Z2 = 0; Z3 = 75 кг; Z4=l 875 кг.

После нахождения значения опорных реакций определяются внутренние усилия и
перемещения кстла. При этом используется произведённое раньше разложение единич-
ного опорного давления в двойной ряд, необходимое для отыскания ну,. Коэффициенты
этого ряда, подставленные в вышеприведённые формулы, позьол* ют опрели ить зна-
чения единичных усилий в зависимости от 0 при с = const. Умножая единичные уси-
лия на значения опорных реакций и складывая полученные результаты в различных
сечениях котла, получим величину внутренних усилий в оболочке.

После этого легко подсчитываются напр>жения в стенках котла.

Произведённый расчёт приводит к следующим результатам:

а)	симметричная нагрузка (Р = 25 т):

1)	ври правильной по;гонке брусков нгибол1шее напряжение от поперечного
изгибающего момента G равно 450 кг)см2 (вблизи крайних брусков). Напряжение от

1 Методика расчёта разработана научным сотрудником НИБ К. А. Сафснцевым.
растягивающего усилия 7\ достигает 140 кг/слса. Напряжения от других усилий малы
и могут не учитываться;

2)	при неправильной пригонке брусков возможно опирание котла только на два
парных бруска. В этом наихудшем случае, возможном при радиальном смещении
данных брусков к центру котла на 1,07 см, напряжения от поперечного изгибающего
момента равны 1 625 кг/см2;

б)	антисимметричная нагрузка (Н = 10 т):

наибольшие напряжения от изгибающего момента G возникают в зоне опирания
на крайние бруски и достигают величины 720 кг/см2.

Дополнительные напряжения в местах установки колец жёсткости. Для повы-
шения жёсткости котла, особенно необходимой в зоне опор и в месте присоединения
колпака к цилиндру, целесообразно устанавливать кольца жёсткости. Эта мера оказы-
вается намного эффективнее, чем увеличение толщины стенок котла, так как она обес-
печивает значительное повышение жёсткости конструкции и уменьшение её веса.

Рассмотрим расчёт колец жёсткости при внутреннем давлении в котле (фиг. 430).

Считая кольцо жёсткости (шпангоут) достаточно удалённым от днищ, можно
предположить, что деформация цилиндра по обе стороны кольца жёсткости будет
симметричной и касательная к упругой кривой под шпангоутом — параллельной
к образующей цилиндра (фиг. 430, а).

Фиг. 430. Расчётные схемы котла, подкреплённого кольцом
жёсткости

1

Рассечём цилиндр на две части и приложим к каждой из них силы	где

Хх — давление на единицу длины окружности, возникающее между цилиндром и коль-
цом жёсткости (фиг. 430, б).

Как было установлено выше (табл. 50), прогиб краёв цилиндра под действием

силы "2 составляет

231 1 у _ 31. у
уо~ к," 2 Л1 “ Лх’

а угол поворота краевого сечения

2?1

/сх

1Х____

2 Л» “	«! л*

В действительности поворота здесь не может быть вследствие симметрии в рас-
сматриваемом сечении цельного цилиндра. Поэтому в сечении возникает изгибающий
момент X,, который стремится вызвать поворот сечения, равный и противоположный
повороту у0 .

Величина последнего на основании приведённых выше формул равна

4S?

у0= ~^Х*-

Из равенства нулю суммы обоих значений угла поворота найдем величину изги«
бающего момента Х2*.

3?	43?
Величина Хх определяется из условия: сумма изменений радиусов кольца жёст-
кости и цилиндра должна быть равна нулю. Если же кольцо жёсткости надело на
цилиндр с натягом, то эта сумма равняется величине натяга Д, представляющего со-
бой разность между внешним радиусом цилиндра и внутренним радиусом кольца
жёсткости.

Радиус кольца жёсткости, на которое действует распределённое по окружности
усилие, увеличится на

Ri _ Х,/?1	_ К?

У к — ак £ — F ‘ Е ~ EF Л1’

Xi Ri

где ак = —у——напряжение в кольце жесткости;

F — площадь сечения кольца жёсткости.

Под действием внутреннего давления радиус цилиндра должен увеличиться на

^2

Уц = 0,85 — = 0,85 р.

В последних двух формулах предполагается, что кольцо жёсткости и цилиндр
изготовлены из одного материала, иначе необходимо подставить в формулы разные
значения Е.

Вследствие действия силы Хх радиус цилиндра уменьшится на

_Ь. V
уо - К,

Увеличение радиуса цилиндра под действием момента Х2 согласно приведённым
выше формулам составляет

Таким образом, получаем

р Pi ₽1
ЁГ^-О>85^ + ^Х1-^Х1 = Д,

откуда

2Kj + EF

При установке кольца жёсткости без натяга данная формула остаётся справед-
ливой, если положить Д = 0.

Дополнительные меридиональные напряжения в цилиндре (максимальные) состав-
ляют

z х X, 6Х2	3 хх

(ам )о - ± VV) - ± ! . Л2 - ± 2 Л2 •	(529)

Максимальные дополнительные экваториальные напряжения в цилиндре, обуслов-
ленные действием экваториального момента М9К = рХ2 и экваториальной силы Тэк =
- —Ri Хь составляют

т„ ЗХ, S,R, х,
(’'«>»-± Г	“

Напряжения в любом сечении цилиндра, находящемся на расстоянии х от кольца
жёсткости, могут быть определены, если вместо Х2 и Тэк подставить соответственно

Мх = 4^- Xj <?” * (cos0! х — sin^jX)	(531)

И

1	— R г

тх = ~2 Хх 01	(cos 0! + sin х)*.	(532)

♦ Вывод этих формул имеется в книге проф. 3. Б. Канторовича. Основы расчёта
химических машин и аппаратов. Машгиз, 1946, стр. 67 и 93.
Суммарные напряжения в цилиндре, усиленном кольцом жёсткости, получаются
при сложении дополнительных напряжений с мембранными:

меридиональные напряжения

экваториальные напряжения

(533)

Напряжение в кольце жёсткости определяется формулой '

F

(534)

Дополнительные напряжения в продольных нахлёсточных соедине-
ниях. Нахлёсточное соединение броневого листа с верхним вызывает допол-
нительный изгиб этих элемен- >
тов котла.

Приближённую оценку на-
пряжённого состояния данного

места можно установить, рас-
сматривая деформации двух
прямых листов, соединённых
внахлёстку и растягиваемых

продольными усилиями, вели-
чина которых обусловлена мем-
бранными напряжениями. Та-
кие допущения оправдываются
незначительной кривизной бро-

невого И верхнего ЛИСТОВ И мем- Фиг. 431. Расчётная схема продольного нахлё-
бранным состоянием стенок кот-	сточного соединения

ла во всех местах, достаточно

удалённых от зоны приложения нагрузки и участков резкого изменения
сечения.

Расчётная схема продольного нахлёсточного соединения, отвечающая при-
нятым условиям, изображена на фиг. 431, а.

В схеме принято:

а — длина нахлёстки;

h\ и h\ —толщина листов;

1Х и /2 — длина листов, на которой проявляется действие мест-
ного изгиба;

Т = ^2 h\ = а2* h\ —растягивающее усилие (ширина листов считается рав-
ной единице).

Считая место нахлёстки абсолютно жёстким по сравнению с жёст-
костью листов, получим расчётную схему, изображённую на фиг. 431, б.

На расчётной схеме (фиг. 431,6) жёсткий участок заштрихован, гиб-
кие элементы изображены в деформированном состоянии.

В схеме приняты следующие обозначения:

и у2 — прогибы гибких элементов относительно жёсткого участка;

0 — угол поворота рассматриваемого элемента.

Исходя из геометрических соотношений, величина этого угла составляет

/?j 4- h\

#1+ У 2+	2

0=	/, + /, + а •	(53$

Для определения прогибов уг и у2 рассмотрим расчётную схему, изображённую
на фиг. 431, в, представляющую собой часть схемы, показанной на фиг. 431,6.

На фиг. 431, в усилие Т разложено на две силы

S=Tcos0 и /7 = Tsin6.

Вследствие малого значения угла поворота 0 можно считать

S = Т и Н = Т0.
Дифференциальное уравнение упругой линии на основании известной формулы
сопротивления материалов имеет вид

Л4/

где Л4/ — изгибающий момент в сечении;

Dj — цилиндрическая жёсткость, играющая в изгибе пластинок ту же роль, что и
величина EI при изгибе балок,

Di = 12(1 —;ла)" •

Величина изгибающего момента согласно расчётной схеме составляет
Mi —Н (Ц—х) — Т (у, —у).	(536)

Подставляя значение Mi и D-t в дифференциальное урат некие и полагая

с2_ Т 12(1—|18) С/

“ Di - Ehf ’
получим

У’ — ?? У = Y “ А’) — У1 •

Решая это уравнение, определим

Я Г

У = ~т *4

sh (lj — х) __ th Э/ li
Р/ ch р/Z/ fii

(537)

Н

Заменяя -уг = 6 и полагая х=/х-, получим значение для искомого прогиба

^ = 0 It

thp, Z,

(.538)

Полагая i = 1 и 2 и подставляя последнее выражение в формулу (535), найдём
значение угла поворота

0 =

h\ + h\'

thMx '

Pi +

(539)

Подставляя в выражение (536) значения Н = Т0, прогибов у и yt из формул (537)
и 1(538),\угла поворота 0 из формулы (539) и Т = ^ihi, получим

Mi = azA/

_________^1 + ^1____________ sh (it — х)
0 / t th PiZi th P2Z21 ch fall
,2r+ Pl + pa )

(540)

Из выражения (540) нетрудно установить, что при существующих толщинах стенки
котла величина М, мало изменяется с увеличением //, начиная с Ц > 10 hi (разница
значения М[ для /<• = 10 А/ и для /z = оо не превосходит 4%).

Использовав это соображение, получим более простое выражение для изгибающего
момента высечении

Aj + Aj

Mi = 4 hi —----j---j—- • -	,	(541)

2(fl+r+M

где i = 1; 2.

Дополнительные экваториальные напряжения от местного изгиба
оболочки находятся по формуле

, +6М<

“ - ± "лГ '

или, подставляя значение A4Z из выражения (541), окончательно получим
где, как было указано выше, az— экваториальные мембранные напря-
жения;

_ 2	/~3(1-H2)az,

Pz ht у £

при pi = 0,3

Экваториальные напряжения сопровождаются меридиональными напря-
жениями (исходя из непрерывности деформаций листов).

Величина ^дополнительных меридиональных напряжений может быть
определена из условий равенства нулю деформации в экваториальном
направлении

==	(543)

Максимальные дополнительные напряжения, обусловленные нахлёсточ-
ным соединением, получатся, если в формулах (542) и (543) положить
х = 0.

Суммарные напряжения в стенках котла в зоне нахлёсточного соеди-
нения составляют:

меридиональные с =	]

экваториальные а = <зэк + а2 J

(544)

Правильность выведенных формул хорошо подтверждается проводив-
шимися экспериментальными исследованиями цистерн ёмкостью 25 и 50 л?.

Теоретические подсчёты и эксперимент показывают, чго дополнитель-
ные напряжения, обусловленные нахлёсточным соединением листов, в не-
сколько раз превосходят основные (мембранные) напряжения; например,
в цистерне ёмкостью 25 м3 при р = 4 ати дополнительные напряжения
в броневом листе (аЭк)о = 1 250 кг/см2, а мембранные а2 = 440 кг/см2.

Увеличение длины нахлёстки а мало сказывается на уменьшении
ъэк и Подсчёты показывают, что если в котле цистерны ёмкостью
50 ж3 вместо а = 30 мм принять а = 50 мм, то дополнительные напряже-
ния уменьшатся лишь на 3%.

Таким образом, расчёт котла также подтверждает целесообразность
замены нахлёсточных швов соединениями встык.

Однако и при стыковом соединении броневого листа с верхним вслед-

ствие разной их толщины также имеются местные напряжения. Величина их
может быть подсчитана по той же формуле (542) при замене h\ + h\' на
h'\—h\ и а = 0. Получаемые при этом значения дополнительных напря-

жений оказываются сравнительно малыми.

Дополнительные напряжения в поперечных нахлёсточных соедине-

ниях. При поперечных нахлёсточных соединениях (например, соединение
цилиндра с днищем) также возникают напряжения от местного изгиба

оболочки. Для определения их величины следует рассмотреть расчётную
схему (фиг. 432), состоящую из двух элементарных полосок жёсткостью

Ehl

D =----------

'	12(1—р2)

соединённых внахлёстку и лежащих на упругом основа-

нии, коэффициент упругости которого'

Ehj
Ri

Вдоль оси рассматриваемых полосок (фиг. 432, а) приложены усилия
обусловленные меридиональными мембранными напряжениями Т = slhl =
= <si h9 (при ширине полоски, равной единице).
Эксцентрично приложенные усилия Т могут быть заменены моментом
... m hi + Л2
М = 7	, приложенным в месте нахлесточного соединения.

Вследствие быстрого затухания местных напряжений длины рас-
сматриваемых элементарных полосок могут быть приняты бесконечно
большими.

Участок нахлёстки может считаться абсолютно жёстким по сравнению
с жёсткостью листов.

В таком случае расчётная схема имеет вид, изображённый на
фиг. 432,6.

Разрезав листы по месту их соединения с участком нахлёстки и при-
ложив перерезывающие силы Хг и Х3 и изгибающие моменты Х2 и Х4,
получим основную систему, изображённую на фиг. 432, в.

Фиг. 432. Расчётная схема поперечного нахлёсточного соединения

В соответствии с приведёнными выше формулами1 величина прогибов и углов

поворота
для

по месту разреза составляет:
участка I

231

у^ЦХз+цх-



23?
«1

43?
Xi+~

для участка II. (левый край)

4	6	2	6	6

у1\ = ~ ак2Х1 + агк2Х'-~ ак2Хз+ а*кгХ' — а*к2 М'

.	6	12	6	12	12

#п = ак ^1-" а3к *з	а2 к	— а3к ^4 + азк М;

для участка II (правый край)

2	6	4	6	6

- ак2 Х1 ~ а3к2 Х* + ак2 Хз~~ а*к2 Х* + а*к2 Л!:

- ___6	12	_6_	J2.	12

УП - а2к2 Х1 ~ а3к2 Хг + а*к2 Хз ~ а3«г Х« + а3к2 М;

для участка III

233	23|

уШ = -^2Хз~-К;Х^

1 Для участков I и III —см. табл. 50, для участка II—см. В. А. Киселёв.

Балки и рамы на упругохм основании. ОНТИ, 1936.
В этих выражениях не учтён прогиб рассматриваемых элементов от действия
внутреннего давления в котле, так как его величина по сравнению с размерами про-
гибов от остальных усилий незначительна.

Приравнивая соответствующие деформации на концах участков, после преобра-
зований получим следующую систему из четырёх уравнений, достаточную для опреде-
ления лишних неизвестных:

Решая систему уравнений, найдём значения Х19 Х2» и Х4.

Изгибающий момент в любом сечении элементарной полоски на расстоянии х от
места нахлёстки для левого участка расчётной схемы составляет1

Мл = - cos ^х + Л1 + 1'1 X*sin ^х) е~^х.	(545)

Соответственно для правого участка

Мп = — ^Х4 cos рзх 4-	** sin	(546)

Прогиб элементарной полоски в любом сечении на расстоянии х от места заделки
составляет:

для левого участка

2н /	+ 31 X. „ \ х

Ул = К1 ( — X2sin ?1Х +---------’cos^xje ‘-'х;	(547)

для правого участка

ул = -„ - — x*sin?,x +

COS р3Х

нз

(548)

е

Дополнительные меридиональные и экваториальные напряжения, обу-
словленные поперечным нахлёсточным соединением, составляют:
для левого участка

, 6ЛГ

(549)

Ей.

для правого участка

' - ± hl I

Сложив дополнительные напряжения с соответствующими мембранными,
получим суммарные напряжения в данном месте.

Величина дополнительных напряжений в поперечном нахлёсточном
шве, как показывают подсчёты и измерения на котлах вагонов-цистерн,
оказывается меньшей, чем в продольном нахлёсточном соединении;
например, в цистерне ёмкостью 25 м3 при р = 4 ати (зл()о = 45О кг/см2.

1 3. Б. Канторович. Основы расчёта химических машин и аппаратов. Маш-

гиз, 1946, стр. 67.
Однако дополнительные напряжения в поперечном нахлёсточном шве всё
же являются значительными. Поэтому целесообразна замена и поперечных
нахлёсточных соединений стыковыми.

Заключение по расчёту котла. Правильность изложенного расчёта под-
тверждается экспериментальными данными, полученными в результате про-
водившихся в СССР испытаний вагонов-цистерн.

Из расчёта следует, что при всех видах загружения большая часть котла,
достаточно удалённая от опорных мест и участков изменения сечения, напря-
жена недостаточно при существующих толщинах листов оболочки. С другой
стороны, в отдельных зонах имеются значительные местные напряжения.
Поэтому при проектировании вагонов-цистерн необходимо предусматривать та-
кие конструктивные мероприятия, которые обеспечивают резкое снижение
напряжений в указанных зонах и тем самым позволяют уменьшить толщину
стенок котла.

К числу таких конструктивных мероприятий могут быть отнесены:

1)	уменьшение радиуса сферического днища и увеличение радиуса кривой
сопряжения днища с цилиндрической частью котла;

2)	увеличение жёсткости зоны соединения колпака с цилиндрической
частью котла;

3)	установка колец жёсткости главным образом в зоне опор;

4)	замена нахлёсточных швов стыковыми.

Повышение прочности цистерн при условии понижения их собственного
веса требует также улучшения существующих способов изготовления котлов.

Проведённые Институтом электросварки Академии наук УССР в 1938 г.
всесторонние исследования причин повреждения котлов четырёхосных ваго-
нов-цистерн ёмкостью 50 м3 показали, что одним из главных факторов, вызы-
вающих трещины, является низкое качество сборки и сварки цистерн.

Для повышения качества изготовления котлов цистерн целесообразно осу-
ществлять:

1)	механизированную сборку и автоматическую сварку;

2)	производство сварки под слоем флюса;

3)	рентгеновский контроль всех стыковых швов.

Также может быть рекомендован высокий отпуск изготовленного котла.

Высокий отпуск является надёжным способом радикального понижения
остаточных напряжений монтажа и сварки. Процесс высокого отпуска заклю-
чается в нагревании изготовленного котла, до температуры 600 — 650° в терми-
ческой печи с последующим медленным охлаждением.

Этот вид термической обработки требует дополнительных затрат на изго-
товление печей и операцию отпуска. Однако повышение качества продукции
вполне окупает эти дополнительные затраты. Поэтому высокий отпуск находит
широкое распространение в современном машиностроении1.

Высокий отпуск особенно целесообразен для конструкций, подверженных
действию динамических нагрузок. К числу таких конструкций, как известно,
относятся вагоны.

13. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К ХОДОВЫМ ЧАСТЯМ
ВАГОНОВ-ЦИСТЕРН

Некоторые специфические особенности, связанные с конструкцией ва-
гона, характером груза и условиями эксплуатации, обусловливают предъяв-
ление ряда дополнительных требований к ходовым частям цистерн.

Практикой эксплуатации установлено, что ходовые части цистерн повреж-
даются чаще, чем ходовые части других типов вагонов равной грузоподъём-
ности. Это может быть объяснено более высоким расположением центра тяже-

1 Г. А. Николаев и А. С. Гельман. Сварные конструкции и соедине-
ния. Машгиз, 1947, стр. 166 и 167.
ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К ХОДОВЫМ ЧАСТЯМ ВАГОНОВ-ЦИСТЕРН 505

сти и сравнительно малой базой вагонов-цистерн. Следует также счи-
таться с явлениями гидравлического удара груза и с почти полной несжимае-
мостью заполняющей котёл жидкости.

Таким образом, на ходовые части вагонов-цистерн приходится увеличен-
ная нагрузка и поэтому они должны обладать повышенной проч-
ностью. Кроме того, должны учитываться дополнительные требования
безопасности движения, обусловленные огнеопасностью перевозимых в ци-
стернах грузов.

По рекомендации ЦНИИ и НИБ величину дополнительной вертикальной
нагрузки на тележку (или рессоры двухосных цистерн) предлагается учи-
тывать подобно тому, как это указано при расчёте осей колёсных пар
[см. формулы (98) и (99)].

При расчёте на прочность тележек (или рессорного подвешивания двухос-
ных вагонов) рекомендуется напряжения от дополнительной вертикальной
нагрузки суммировать только с напряжениями от нагрузки брутто.

Повышенная нагрузка на ходовые части и необходимость уменьшения ди-
намических воздействий на вагон и путь требуют проектирования рессорного
подвешивания с увеличенным статическим прогибом.

Крайне желательно также осуществлять рессорное подвешивание с пере-
менной гибкостью с тем, чтобы вагоны-цистерны обладали удовлетво-
рительными ходовыми качествами как при гружёных, так и при порожних
рейсах. Последнее требование обусловливается тем, что цистерны имеют по-
рожние пробеги, в несколько раз большие, чем другие типы грузовых ва-
гонов. Можно полагать, что при порожнем пробеге появляются повышенные
вибрации котла, которые приводят к снижению выносливости металла и особен-
но сварных соединений.
ГЛАВА XV

ИЗОТЕРМИЧЕСКИЕ ВАГОНЫ1 2

I.	НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ ИЗОТЕРМИЧЕСКИХ ВАГОНОВ

Среди грузов, перевозимых железнодорожным транспортом, важное место
занимают продукты питания, живые растения, живая рыба и другие, состав-
ляющие группу скоропортящихся грузов.

Эти грузы при хранении и транспортировке требуют соблюдения соответ-
ствующих режимов — температуры, влажности и условий вентиляции.

В табл. 51 приведены оптимальные условия хранения и транспортировки
скоропортящихся грузов.

Таблица 51

Условия хранения и транспортировки скоропортящихся грузов2

Род скоропортящихся грузов	Температура в °C		Относитель- ная влаж- ность в %
	от	|	ДО	
Сыры твёрдые		+ 2	+ 4	75—85
Картофель столовый		+ 2	+ з	80—85
Арбузы, дыни, консервы фруктовые и овощные	+ 1	+ 2	85—90
Яблоки, груши, абрикосы, персики, ягоды, ви-			
ноград 		0	+ 2	85—90
Капуста цветная 		0	4- 2	75—80
Молоко, сливки свежие, сметана, творог, брын-			
за и рыбные консервы		0	+ 1	80—85
Охлаждённое мясо, птица		0	— 1	75—80
Копчёности, солонина 		— 1	+ 1	75—85
Яйца 		— 1	+0,5	80—85
Масло сливочное краткосрочного хранения . .	— 1	0	75—80
Бекон 		— 2	0	75—80
Капуста белокочанная 			 9	0	80—90
Солёная рыба и икра 		— 4		 9	85—90
Маргарин		— 8	-г- 2	75—80
Масло сливочное долгосрочного храпения . . .	— 10	— 8	85—90
ЛАороженое мясо, птица, субпродукты ....	— 18	— 10	87—92
Мороженая рыба 		— 18	— 10	90—95

Для перевозки скоропортящихся грузов предназначен специальный парк
вагонов, имеющих соответствующие устройства для обеспечения необходимых

1 При подготовке второго издания использованы материалы, помещённые в кни-
гах С. Ф. Мата ла сов. Хладотранспорт. Трансжелдориздат, 1952 г. и С. О. Гу-
сев, М. М. Стрельцов, Е. А. Хвостов. Конструкция и холодоэффективность
вагонов-ледников. Трансжелдориздат, 1953 г.

2 Данные табл. 51 заимствованы из книги С. Ф. Маталасова. Хладотранспорт.
Трансжелдориздат, 1952 г., стр. 28. Соблюдение этих условий обеспечивает сохранность
скоропортящихся продуктов в течение длительного времени. При железнодорожных
перевозках согласно действующим ГОСТ требуется соблюдение нескольких отличных
норм: например, для мороженых мяса и рыбы температуры — 6 — 8°С.
условий транспортировки. В этих вагонах поддерживается примерно постоян-
ная температура, поэтому такие вагоны называются изотермическими.

Директивами XIX съезда КПСС по пятому пятилетнему плану пред-
усмотрено полное обеспечение потребности железнодорожного транспорта
в изотермических вагонах. Это решение обусловлено необходимостью обеспе-
чить возрастающие перевозки скоропортящихся грузов, производство которых
непрерывно увеличивается для максимального удовлетворения постоянно ра-
стущих потребностей советских людей.

Изотермические вагоны, как известно, относятся к грузовым вагонам и
поэтому должны удовлетворять всем требованиям, предъявляемым к грузовым,
в частности крытым вагонам.

Наряду с этим к изотермическим вагонам предъявляются следующие до-
полнительные требования:

1)	внутри грузового помещения вагона должна поддерживаться равно-
мерная и постоянная температура воздуха и, в необходимых случаях, обеспе-
чиваться вентиляция с целью удаления паров и газов, выделяемых грузом,
и очистки воздуха от вредных микроорганизмов;

2)	приборы охлаждения и отопления должны быть надёжными в эксплуа-
тации и требовать минимальных затрат времени для подготовки к действию
и поддержанию в рабочем состоянии;

3)	оборудование грузового помещения должно обеспечивать необходимые
условия перевозки как упакованных, так и неупакованных грузов (ящиков,
бочек, мешков, мясных туш, бидонов и т. д.).

Ходовые части изотермических вагонов также должны удовлетворять
дополнительным требованиям (см. § 13).

В зависимости от назначения и внутреннего оборудования изотермические
вагоны разделяются на три типа:

Первыйтип — универсальные вагоны-ледники, предназначенные для
перевозки всех видов скоропортящихся грузов (мороженых, охлаждённых и
неохлаждённых). Эти вагоны имеют соответствующие приборы для охлажде-
ния и вентиляции и оборудованы устройствами, обеспечивающими укладку
и подвеску грузов. При модернизации этих вагонов они оборудуются
несъёмными приборами отопления.

Второй тип — изотермические вагоны, предназначенные для пере-
возки молока и молочных продуктов. В этих вагонах наряду с приборами охлаж-
дения предусмотрены постоянные приборы для отопления в зимнее время,
а также полки для укладки бидонов с молоком.

Третий тип — вагоны с механическим охлаждением и вагоны с льдо-
соляным охлаждением системы инж. Клеймёнова.

В вагонах этого типа перевозятся главным образом грузы, требующие
температуры ниже—10°С.

К парку изотермических вагонов относятся также специализированные
нарзанные вагоны и вагоны для перевозки живой рыбы.

Наибольшее распространение имеют изотермические вагоны I типа.

В зависимости от конструкции кузова изотермические вагоны
бывают: 1) с деревянным кузовом, 2) с металлическим каркасом и деревянными
наружной и внутренней обшивками кузова; 3) с металлическим кузовом.

По способу охлаждения изотермические вагоны делятся на две основные
группы: 1) с льдосоляным охлаждением и 2) с механическим охлаждением.

Льдосоляное охлаждение осуществляется приборами, рас-
положенными или у торцевых стенок кузова—пристенные приборы охлажде-
ния, или у потолка — потолочные приборы охлаждения или при помощи
особых устройств с самоциркуляцией рассола (система инж. И. А. Клеймёнова).

Механическое охлаждение осуществляется машинными установ •
ками, расположенными или в каждом вагоне — индивидуальная система или
в специальных вагонах, обеспечивающих охлаждение всего состава или груп-
пы вагонов — центральная система.
Фиг. 433. Изотермический вагон I типа с металлическим каркасом кузова:
^—льдозагпузочны^Рюпк’И л3°плггХ~^ппиааЦИЯ Куз2ва; ^-пристенный прибор охлаждения (металлический решётчатый карман);
4 д загрузочный люк, Д-П0ГРУ»®п«ая дверь; d-печная разделка; 7-помост на крыше; S-напольная решётка; Р-балки для
подвески мясных туш, /0—крючья для подвески мясных туш; //—сифон; /2—циркуляционный щит

ИЗОТЕРМИЧЕСКИЕ ВАГОНЫ
Таблица 52

Характеристики основиы! типов изотермических каТонов

Тип вагона	Наружные размеры ку- зова в мм		Внутренние размеры кузова в мм					Площадь пола по- грузочного помеще-  ния в м'	Объём кузова В Л4>*		Вес льда в т	Г рузоподъёмность, включая вес льда, в т	Тара в т	Нагрузка в т		Коэффициент тары1
	Длина	Ширина	Общая длина	Длина по- грузочного помещения	Ширина	Высота по боковой стенке	Высота по середине ва- гона		общий	погрузочного помещения				от оси на рельсы	на 1 пог. м пути	
Двухосный конструкции Тамбовского вагоноремонтного завода 1932 г. . .	9 204	2 905	9010	7 440	2 7Q0	2 620	2810	20,1	63,7	47,6	2,5 '	19,0	18,0	18,5	3,56	1,09
Четырёхосный с деревянным кузовом .	12210	2 990	11920	10 120	2 700	2 620	2 820	27,3	84,3	64,1	3,5	28,5	31,5	15,0	4,50	1,26
Четырёхосный с металлическим карка- сом кузова2 		13 587	2 900	13 287	10 189	2 600	2 300	2 580	26,5	79,5	51,7	6,4	30,0	28,5— 31,5	14,6— 15,4	4,00— 4,17	1,27— 1,35
Четырёхосный с металлическим кузо- вом 		13510	2 995	13210	10 190	2 700	2 433	2 620	27,5	86,7	59,5	6,4	32,0	33,0	16,3	4,42	1,30
Четырёхосный с потолочной системой охлаждения 		13 587	2 930	13 287	13 287	2 630	2 670	2С60	35,0	93,5	64,5	5,0	29,0	32,4	15,4	4,17	1,35
Четырёхосный молочный с металличе- ским кузовом 		13516	2 980	13 224	12 024	2 688	2 650	2 960	32,3	94,4	65,5	5,0	29,0	35,0	16,0	4,34	1,46
Четырёхосный с металлическим кузо- вом и охлаждением системы Клеймё- нова8 		13 570	2 980	13290	10712	2 700	2 640	3 132	28,9	94,8	70,0	5,5	30,0	38,0	17,0	Л,62	1,79

* При подсчёте общего объёма кузова учитывалась высота по боковой стенке, а при подсчёте объёма погрузочного помещения—высота
от напольных решёток до подвесных балок.

1	При подсчёте коэффициента тары учитывалась полезная грузоподъёмность (без веса льда).

2	Вагоны, изолированные шевелином, имеют тару 31,5 т, а изолированные мипорой — 28,5'т.

8	У вагона с охлаждением системы Клеймёнова, кроме 5,5 m льда, имеется 1,3 т соли и 2,0 т рассола, поэтому полезная грузоподъём-
ность равна 21,2 т.

НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ ИЗОТЕРМИЧЕСКИХ ВАГОНОВ
Кроме того, возможно охлаждение изотермических вагонов другими сред-
ствами, например «сухим льдом» (твёрдой углекислотой).

Применение сухого льда в значительной степени упрощает конструкцию
вагона, уменьшает его вес и обеспечивает в грузовом помещении создание низ-
ких температур: установлено, что 1 т сухого льда заменяет 3 т водного льда.
Однако высокая стоимость сухого льда не окупается этими его преимуществами,
вследствие этого сухой лёд не нашёл широкого применения в изотермических
вагонах.

На фиг. 433 изображён изотермический вагон I типа с металлическим кар-
касом кузова и пристенными приборами охлаждения. На чертеже показаны
характерные части вагона этого типа.

Характеристики основных типов изотермических вагонов (без ручного
тормоза) приводятся в табл. 52.

2.	КАРКАС КУЗОВА ИЗОТЕРМИЧЕСКОГО ВАГОНА

При проектировании кузова изотермического вагона учитывается, что
конструкция его каркаса, кроме удовлетворения общим требованиям, предъяв-
ляемым к каркасу кузова крытого вагона, должна также обеспечивать удоб-
ство размещения термоизоляции и возможность крепления внутреннего обо-
рудования (балки для подвески мясных туш, полки для молочных бидонов
и др.), передающего нагрузку на каркас.

До 1936 г. двухосные и четырёхосные изотермические вагоны строились
с деревянным каркасом, конструкция которого подобна описанному ниже де-
ревянному каркасу пассажирских вагонов (см. § 2 главы XVI).

В 1937 г. началось строительство четырёхосных изотермических вагонов
с металлическим каркасом кузова. Замена деревянного каркаса металлическим
значительно повысила прочность кузова и за счёт привлечения элементов карка-
са к воспринятию основных нагрузок, действующих на вагон, позволила облег-
чить раму, упразднив шгренгельное усиление хребтовой балки.

Металлический каркас кузова изотермического вагона представляет собой
раскосно-стоечную конструкцию, подобную каркасу кузова четырёхосного
крытого вагона сварной конструкции (см. § 1 главы XIII). В отличие от каркаса
крытого вагона сварной конструкции каркас изотермического вагона для луч-
шей изоляции стенок имеет раскосы, выполненные не из зетового профиля, а из
полосовой стали; кроме того, верхняя обвязка боковых и торцевых стенок,
дверные и промежуточные стойки и дуги крыши выполнены из уголкового
профиля. Применение более слабых профилей (уголок — вместо зета и швел-
лера) в каркасе кузова изотермического вагона обусловливается меньшей грузо-
подъёмностью последнего по сравнению с грузоподъёмностью крытого
вагона.

С 1948 г. началось строительство изотермических вагонов с металличе-
скими цельнонесущими кузовами. Такая конструкция кузова, помимо общих,
указанных выше (в главе XI), её достоинств, весьма целесообразна для изотер-
мического вагона, так как кузов последнего должен обладать воздухонепрони-
цаемостью. Деревянная обшивка кузова не обеспечивает необходимой возду-
хонепроницаемости ограждения, вследствие чего ухудшается температурный
режим в грузовом помещении вагона и увеличивается расход холода.

Рама вагона с металлическим кузовом имеет буферные брусья (швеллер
300 X 87 X 9,5 X 13,5 мм), шкворневые балки (два швеллера 300 X 87X
х9,5 X 13,5 мм с верхним и нижним листами сечением 600 X 15 мм), проме-
жуточные поперечные балки (швеллер 140 X 60 X 7 X 10 мм) и хребтовую
балку (два швеллера 300 X 87 X 9,5 X 13.5 мм с верхней накладкой сече-
нием 554 X 15 мм). Цельнонесущая конструкция кузова позволяет облегчить
раму за счёт упразднения хребтовой балки на участке между шкворневыми
балками.

Каркас боковой стенки состоит из нижней обвязки (уголок специаль-
ного профиля сечением 160 X 160 X 17 мм), верхней обвязки (уголок 50X
X 100x8 мм), угловых стоек (уголок 100 X 100 X 10 мм), промежуточных и
дверных стоек (швеллер 80 X 45 X 6 X 8 мм). Каркас лобовой стенки обра-
зуется, кроме буферного бруса и угловых стоек, концевой дугой крыши
(уголок 40 X 80 X 8 мм) и лобовыми стойками (швеллер 100 X 50 X 6х
X 8,5 мм), Каркас крыши образуется дугами (уголок 40 X 80 X 6 мм) и
продольными элементами жёсткости (полоса 30x4 мм). Соединение обшивки
крыши и стенок усиливается накладкой (полоса 80 X 10 мм).

К каркасу боковых и лобовых стенок снаружи приварена стальная об-
шивка толщиной 2,5 мм с горизонтально расположенными выштамповками

Фиг. 434. Узлы цельнонЛущего кузова

для увеличения жёсткости. К каркасу крыши сверху приварена гладкая сталь-
ная обшивка толщиной 2 мм, а снизу к кузову приварен гофрированный пол
(с высотой гофра 40 мм) из 2-лш листовой стали.

На фиг. 434 показаны узлы цельнонесущего кузова изотермического
вагона.

3.	ИЗОЛЯЦИЯ КУЗОВА ИЗОТЕРМИЧЕСКОГО ВАГОНА

При проектировании и постройке изотермических вагонов особенное вни-
мание уделяется вопросам изоляции кузова, которая определяет термические
качества вагона и экономичность его эксплуатации; чем лучше запроектиро-
вана и осуществлена изоляция кузова, тем меньшими являются затраты на
эксплуатацию вагона и тем больше гарантия сохранности ценных качеств гру-
зов при перевозках. Поэтому к изоляционным материалам изотермических
вагойов предъявляют более высокие требования, чем к изоляционным ма-
териалам, употребляемым в стационарных конструкциях.

Оценка качества изоляционных материалов, применяемых в кузовах изо-
термических вагонов, производится по следующим основным показателям:

1)	коэффициенту теплопроводности;

2)	объёмному весу и теплоёмкости;

3)	гигроскопичности (даже небольшое увлажнение приводит к резкому
ухудшению изоляционных свойств материала);

4)	неизменяемости под влиянием толчков и тряски;

5)	огнестойкости;

6)	первоначальной стоимости и долговечности;

7)	сопротивляемости гниению, развитию паразитов (моль, грызуны и пр.);

8)	отсутствию запахов;

9)	способности деформироваться без разрушения при установке в стенках,
потолке и полу вагона.

Ввиду того, что изоляционные материалы обычно не могут в полной мере
удовлетворить всем предъявляемым требованиям, в изотермических вагонах
эти материалы применяются в различной комбинации. В качестве изолирую-
щего материала употребляется шевелин, мипора, пробка, торфолеум, альфоль
(алюминиевая фольга), минеральная вата и т. д. 1, а в качестве влагонепрони-
цаемого слоя — руберойд, перфоль, паронити пр. Так как лучшим изоляцион-
ным материалом является воздух в неподвижном состоянии, назначением вла-
гонепроницаемого слоя также является устранение циркуляции воздуха внутри
стенок, пола и потолка кузова.

При проектировании и постройке кузовов изотермических вагонов большое
значение имеет правильная постановка и закрепление изоляции, особенно
в местах сопряжений различных плоскостей (стенки с крышей, стенки с полом,
стойки с дугами и пр.). С этой целью изоляцию собирают в отдельные пакеты,
прикрепляют или приклеивают к фанере, укрепляют дополнительными брус-
ками-закладками и т. д. Способ укладки изоляции из мипоры подобен опи-
санному ниже (см. § 6 главы XVI).

В вагонах с деревянным каркасом кузова изоляция укладывалась отдельны-
ми небольшими плитами, имеющими размеры, соответствующие пространству
между стойками, раскосами и поперечными брусками. При металлическом
каркасе кузова изоляцию можно укладывать целыми панелями, собранными
на фанере на всю высоту стенок кузова. Однако крепление изоляции и дере-
вянной обшивки к металлическому каркасу является более сложным, чем в ва-
гонах с деревянным кузовом.

Крепление деревянной обшивки болтами непосредственно к металличе-
ским стойкам нецелесообразно, так как при этом значительно увеличиваются
потери тепла через непрерывные термические мостики от внутренней к наруж-
ной поверхностям кузова, образуемые такими болтами. Поэтому в изо-
термических вагонах с металлическим кузовом или каркасом к металлическим
стойкам, обвязке и дугам предварительно прикрепляются деревянные бруски,
к которым затем крепится изоляция и деревянная обшивка.

На фиг. 435 показаны сечения кузова изотермического вагона с деревян-
ным каркасом.

Коэффициент теплопередачи, являющийся одним из основных теплотехни-
ческих показателей качества ограждения, для такого кузова равен
0,6 ккал/м2час^С.

Изотермический вагон с металлическим каркасом и деревянными обшив-
ками кузова имеет изоляцию, подобную изоляции вагонов с деревянным ку-
зовом, но с большей толщиной слоя; коэффициент теплопередачи равен

1 Характеристики изоляционных материалов, употребляемых в вагонах, приво-

дятся в главе XVIII (табл. 65).
33 Вагоны

Поперечный. разрез	Продольный разрез

Фиг. 436. Сечения изотермического вагона с металлическим кузовом:
о—сечение крыши; б—сечение боковой стенки; в—сечение^пола; /—металлическая
обшивка; 2—ипорка; 3— деревянная обшивка; -/—деревянный брус; 5—дуга крыши;
6—стойка бсковой стенки; 7—деревянный настил пола; 8—цинковый лист

ИЗОЛЯЦИЯ КУЗОВА ИЗОТЕРМИЧЕСКОГО ВАГОНА

Фиг. 435. Сечения кузова изотермического вагона
с деревянным каркасом:

/ — кровельная сталь; 2 — рубероид; '3—обшивка; /—шеве-
лив, 2 слоя; 5—фанера; 5—воздушная прослойка; 7—шеве-
лин, 4 слоя; 8—оцинкованная сталь; у—доска пола;

/0--торфолеум
0,55 ккал/м2 час °C. С 1950 г. вагоны с металлическим каркасом кузова изо-
лируются мипорой, коэффициент теплопередачи при такой изоляции составляет
0,5 ккал/м2час°С.

Вагоны с металлическим кузовом изолируются мипорой или ипоркой
(см. сечения кузова, фиг. 436). Коэффициент теплопередачи ограждения
кузова равен 0,5 ккал!м2час°С.

4.	ЗАЩИТА ЭЛЕМЕНТОВ КУЗОВА ОТ ГНИЕНИЯ
И КОРРОЗИИ

Помимо ухудшения изоляционных свойств, насыщение стенок и пола кузова
влагой приводит к гниению деревянных частей и изоляции и к ржавлению
металлических деталей кузова. Борьба с этим явлением в изотермических ва-
гонах приобретает большое значение, так как влага, выделяемая из перевози-
мых продуктов, насыщена микроорганизмами, а при льдосоляной системе
охлаждения в кузове, кроме того, образуется соляной раствор. Особенно важна
защита от коррозии воспринимающих основную нагрузку тонкостенных эле-
ментов (пол, обшивка боковых стенок, крыши) в изотермических вагонах
с цельнонесущими кузовами.

С целью предохранения деревянных деталей от гниения наряду с тщатель-
ной защитой пола, стенок и крыши от непосредственного попадания на них
влаги при строительстве изотермических вагонов широко применяется про-
питка древесины противогнилостными составами; для защиты от коррозии
металлические части окрашиваются.

Для непосредственной защиты деревянных деталей кузова от насыщения
их влагой и соляным раствором применяется покрытие пола и нижней части
стенок оцинкованной сталью или листовым цинком.

Металлические детали, непосредственно соприкасающиеся с соляным рас-
твором (детали карманов для льда, трубы и т. п.), оцинковываются или из-
готовляются из цинка.

5.	ОХЛАЖДЕНИЕ ВОЗДУХА ПРИ ЛЬДОСОЛЯНОЙ
СИСТЕМЕ

рагур замерзания соля-
ного раствора

Самой распространённой системой охлаждения в изотермических вагонах
является льдосоляная.

Использование водного льда в качестве охлаждающего средства основано
на его способности поглощать при таянии сравнительно большое количество
тепла.

Известно, что количество тепла, поглощаемое 1 кг льда, при переходе из
твёрдого состояния в жидкое (скрытая теплота плавления) равно 80 ккал и при
этом таяние льда происходит при постоянной темпе-
ратуре, равной 0*.

Таким образом, достижение в изотермических
вагонах температур, требуемых при перевозках
большинства скоропортящихся грузов, за счёт скры-
той теплоты плавления чистого льда невозможно.
Для получения в охлаждаемом вагоне температур
ниже 0° используется свойство поваренной соли, по-
нижающей точку плавления льда (в зависимости от
процентного содержания соли в смеси со льдом).

На фиг. 437 показан график температур замерзания соляного раствора в
зависимости от содержания в нём соли.

Из графика видно, что увеличение процента соли в растворе для получения
низких температур целесообразно осуществлять до определённого предела,
а именно до момента достижения раствором так называемой криогидратной
точки. В этой точке раствор имеет самую низкую температуру замерзания.
Для раствора поваренной соли (NaCl) криогидратная точка соответствует тем-
пературе —21,2° при содержании соли 22,4%. При дальнейшем повышении
процентного содержания соли температура замерзания раствора повышается
и достигает 0° при содержании соли 26,3%. Таким образом, регулируя содер-
жание соли в смеси со льдом, можно получить необходимую температуру тая-
ния льда в пределах до —21,2°, а следовательно и соответствующую температур у
в охлаждаемом помещении.

6.	ВАГОНЫ С ПРИСТЕННЫМИ ПРИБОРАМИ ОХЛАЖДЕНИЯ

Приборы охлаждения. Пристенными приборами льдосоляного охлажде-
ния являются танковые или решётчатые карманы.

Танковый карман представляет собой ящик, изготовленный из оцин-
кованной листовой стали. Такие ящики сечением 500x500 мм и высотой
2 000 мм и снабжённые рассольными бачками устанавливались по 4 шт.
у каждой торцевой стенки в некоторых изотермических вагонах. При ка-

питальном и среднем
ремонте этих вагонов
танковые карманы за-
меняются решётчатыми,
так как они не обеспе-
чивают п од де ржания
в грузовом помещении
достаточно низких тем-
ператур.

Решётчатые карма-
ны в зависимости от
конструкции и мате-
риала бывают:

1)	деревянные оди-
нарные,

2)	деревянные двой-
ные,

3)	металлические
одинарные,

4)	металлические
двойные.

Одинарные карма-
ны располагаются по
одному у каждой тор-
цевой стенки вагона, а

Фиг. 438. Решётчатый металлический двойной карман

двойные—по два на некотором расстоянии друг от друга'^для увеличения
поверхности охлаждения.

Одинарными деревянными решётчатыми карманами оборудованы пре-
имущественно двухосные изотермические вагоны, а двойными деревянны-
ми карманами— четырёхосные вагоны с деревянным кузовом. Вагоны с ме-
таллическим каркасом кузова имеют металлические решётчатые карманы.

Показанный на фиг. 438 решётчатый металлический двойной карман из-
готовлен в виде клетки изоцинкованной прутковой стали диаметром 13 мм.
Прутки прикреплены к каркасу, выполненному из уголковой стали; рас-
стояние между центрами прутков составляет 50 мм. В нижней части карманов
имеются дверцы для очистки карманов. Два двойных кармана подобной кон-
струкции вмещают 6,4 т льда, геометрическая поверхность охлаждения со-
ставляет около 45 м~.

Вагоны с металлическим кузовом имеют решётчатые двойные карманы,
выполненные из листов перфорированной (дырчатой) оцинкованной стали,
прикреплённых к каркасу из уголков и вертикально расположенных прутков
(фиг. 439). Днища карманов выполнены подвижными, допускающими переме-
щение вверх на */3 высоты кармана. Такая возможность уменьшения ёмкости
кармана целесообразна при понижении температуры наружного воздуха. Кар-
маны со стенками из перфорированной стали обеспечивают лучшее использо-

Фиг. 439. Решётчатый двойной карман вагона
(^металлическим кузовом

вание соли для достижения
более низких температур, чем
в других конструкциях решёт-
чатых карманов. Карманы
вмещают 6,4 т льда, их ох-
лаждающая поверхность со-
ставляет 45 «м2.

Приборы для слива рас-
сола. Под карманом для льда
располагается поддон, в кото-
рый сливается рассол. Чтобы
рассол не попадал в грузовое
помещение, у края поддона
под циркуляционным щитом
имеется специальный порог.
Рассол из поддона сливается
по трубе, на конце которой
имеется водяной затвор (си-
фон) для предупреждения
проникновения в вагон наруж-
ного воздуха. На фиг. 440 изо-

бражены схемы водяных затворов, а на фиг. 441 одна из наиболее распро-
странённых конструкций сифонов (тип МПС).

Сифон является важным
элементом оборудования изотер-
мического вагона, он должен
всегда исправно действовать.
Сифоны размещаются так, что-
бы стекающий рассол не попа-
дал на детали вагона и рельсы.

Устройства для циркуля-
ция воздуха. Для сохранности
грузов при их перевозке необ-
ходимо поддержание потребной
температуры во всех точках
грузового помещения. В связи

Фиг.'*440. Схемы

водяных затворов

Фиг. 441. Сифон типа МПС:

1—рассолоотводящая труба; 2—чаша; 3—противовес

с этим особенно важное значение имеет циркуляция воздуха внутри кузова
изотермического вагона.

- На фиг. 442 показана схема естественной циркуляции воздуха в кузове
изотермического вагона с пристенными приборами охлаждения.
Фиг. 442. Схема циркуляции воздуха
в изотермическом вагоне с пристен-
ными приборами охлаждения

Фиг. 443. Дверь изотермического вагона
Для усиления естественной циркуляции воздуха около пристенных при-
боров охлаждения устанавливаются циркуляционные щиты /. Щиты делаются
откидными; они устанавливаются на расстоянии 125 мм от карманов для
льда, образуя над полом щель высотой не менее 200 мм и у потолка—300 мм.
Циркуляционные щиты предохраняют также грузовое помещение от попада-
ния льда и соли. В вагонах с металлическим кузовом циркуляционные щиты
со стороны карманов обшиты листовым цинком.

Опыт эксплуатации изотермических вагонов с пристенными приборами
охлаждения показывает, что естественная циркуляция не обеспечивает поддер-
жание необходимых температур по всему грузовому помещению. Так, напри-
мер, при одном из испытаний установлено, что в гружёном изотермическом
вагоне имеется следующее распределение температур.

У ледяного кармана внизу ................—10°С

»	»	»	вверху................—0,5°С

В междверном пространстве внизу..........—6,0°С

»	»	» вверху . . . .—0,3°С

Такая неравномерность температур может привести к порче груза (от-
таивание мороженых грузов вверху междверного пространства, подморажи-
вание некоторых охлаждённых грузов внизу у ледяного кармана).

Двери. Для обеспечения необходимой равномерности температур в гру-
зовом помещении вагона важное значение имеют конструкция и состояние
дверей. На фиг. 443 показана конструкция двери, выполненной из металличе-
ского листа. Для лучшего уплотнения двери предусмотрены специальные пру-
жинки/, прижимающие (с помощью деревянных планок 2, обшитых ко-
жей или брезентом 3) дверь по всему периметру дверных створок.

Для усиления циркуляции и вентиляции воздуха изотермические вагоны
прежних лет постройки оборудовались потолочными вентиляторами. Однако
применявшиеся конструкции вентиляторов не обеспечивали существенного
выравнивания температуры внутри грузового помещения. Поэтому вагоны
современной постройки не имеют вентиляторов. Вентилирование изотермиче-
ских вагонов производится на пунктах снабжения льдом при помощи пере-
носных вентиляторов.

Погрузочные приспособления. Для перевозки мясных туш в подвешенном
положении предназначены балки с крючьями. Балки бывают подвижные или
неподвижные. Для устройства настилов предусматриваются несъёмные доски
на боковых стенках кузова или используются гнёзда в металлических балках,
поддерживающих балки для подвески мясных туш.

Одним из элементов оборудования изотермических вагонов являются на-
польные решётки, предназначенные для образования воздушного пространства
между полом и грузом.

В вагонах с металлическим кузовом напольные решётки металлические;
для удобства очистки вагона напольные решётки на шарнирах прикрепле-
ны к боковым стенкам и имеют приспособления для закрепления их в вер-
тикальном положении.

7.	ВАГОНЫ С ПОТОЛОЧНЫМИ ПРИБОРАМИ ОХЛАЖДЕНИЯ

Как указывалось выше (в главе III), для улучшения использования грузо-
подъёмности изотермических вагонов необходимо увеличение удельного объёма
кузова. В связи с этим требуется увеличивать длину кузова вагона, так как
увеличение высоты и ширины вагона ограничивается габаритом подвижного
состава.

При размещении источников холода у торцевых стенок вагона и обыч-
ных средствах циркуляции воздуха длина грузового помещения не может
превышать 10—12 м, так как в противном случае из-за значительной не-
равномерности температур возможна порча перевозимых грузов.

Одним из средств увеличения длины вагона (и тем самым повышения его
эффективности) является размещение источников холода в верхней части гру-
1

Фиг. 444. Схема циркуля-
ции воздуха в изотерми-
ческом вагоне с потолоч-
ными приборами охлаж-

зового помещения. Такое расположение баков со смесью льда с солью
осуществлено в изотермических вагонах с потолочной системой охлаждения.

В вагоне с потолочной системой охлаждения создаётся по всей длине
вагона примерно одинаковый поток холодного воздуха (от приборов охлаж-
дения 1 к полу), чему также способствуют циркуляционные щиты 2 и наполь-
ные решётки 3 (фиг. 444).

Приборами охлаждения вагона (фиг. 445) являются 12 металлических
баков, загружаемых 5,0—5,5 т льда, с общей поверхностью охлаждения 74,5 л?.
Для загрузки баков льдом на крыше вагона имеется
шесть люков с двустворчатыми крышками. Баки обо-
рудованы специальными устройствами для слива
рассола. Под потолочными баками расположены цир-
куляционные щиты, одновременно защищающие гру-
зовое помещение от конденсата и рассола (при течи
бака). Для вентиляции вагона предусмотрено два
специальных люка, расположенных на крыше.

Вагоны с потолочными приборами охлаждения по
сравнению с вагонами, имеющими пристенные прибо-
ры охлаждения, обладают следующими преимущест-
вами:

1)	увеличение погрузочной площади и погру-
зочного объёма кузова;

2)	возможность поддержания более низких и рав-
номерных температур во всех точках грузового по-
мещения. Как показывают испытания 1953 г.,
средняя температура воздуха в вагонах с пото-
лочными приборами охлаждения в 5—6 раз равно-

мернее и на 2—3° ниже, чем в вагонах с пристенными приборами охлаж-
дения;

3)	меньшие колебания температуры, воздуха в грузовом помещении при
изменениях наружной температуры и количества льда в приборах охлаждения;

4)	меньшая частота льдоснабжения (больший пробег между льдоснабже-
нием), позволяющая увеличить маршрутную скорость движения поездов;

5)	лучшие санитарные условия перевозок скоропортящихся грузов.

Недостатками вагонов с потолочными приборами охлаждения являются:
1) повышение центра тяжести вагона;

2)	уменьшение высоты грузового помещения, что в большей мере (чем в ва-
гонах с пристенными приборами охлаждения) ограничивает возможность
перевозки туш крупного рогатого скота в подвешенном положении;

3)	некоторое усложнение и увеличение продолжительности льдоснабжения
вагона;

4)	усложнение очистки потолочных баков.

Достоинства вагонов с потолочными приборами охлаждения являются бо-
лее существенными, чем их недостатки, и поэтому эти вагоны получают
широкое распространение. Вагоностроительная промышленность перехо-
дит к постройке изотермических вагонов универсального типа с пото-
лочной системой охлаждения вместо вагонов с пристенными приборами.
Предусматривается также модернизация эксплуатационного парка изо-
термических вагонов (замена пристенных карманов для льда потолочны-
ми баками) с целью получения в вагоне устойчивой температуры до
— 6°С.

S. ВАГОНЫ С САМОЦИРКУЛЯЦИЕЙ РАССОЛА

Некоторые скоропортящиеся грузы при перевозке требуют более низких
температур, чем это достижимо в изотермических вагонах с льдосоляным
охлаждением при помощи танковых или решётчатых карманов. Такие грузы,
как свежемороженые ягоды, эндокринное сырьё и некоторые другие, требуют
— Ш-------------------------

ИЗОТЕРМИЧЕСКИЕ ВАГОНЫ

f\

Фиг^445. Изотермический вагон с потолочными приборами охлаждения*

/ _ льдозагрузочный люк; 2 — потолочный бак; 3 — циркуляционный щит; 4 —• напольная решётка; устройство для спуска рассола;
6 — вентиляционный люк; 7 — балка с крючьями для подвески мясных туш
при перевозке температуры ниже —10°. Для перевозки этих грузов на наших
дорогах применяются изотермические вагоны с льдосоляным охлаждением
самоциркулирующим рассолом системы инж. Клеймёнова (фиг. 446).

Принцип самоциркуляции рассола (фиг. 447) в этой системе отличается от
обычного принципа самоциркуляции жидкости по трубам тем, что различные

удельные веса жидкости создаются не разностью температур, а степенью кон-
центрации в ней соли, вследствие чего менее насыщенная солью жидкость
(рассол) поднимается кверху, а с большей концентрацией соли опускается
вниз.

5

Фиг. 447. Принцип самоциркуляции рассола

Поясним это следующим примером.

Возьмём две трубы 1 и 2 (фиг. 447, а), заполненные рассолом с удель-
ным весом в одной а в другой у2, причём Y2>Yi- Опрокинем трубы
открытыми концами в рассол (сосуды А и В). Как известно, рассол из
этих труб не выливается, а удерживается в трубах при давлении р атмо-
сферного воздуха на высотахАх = — и h2 = — \ при этом вес столбов.
рассола является одинаковым, а высота hr больше Л2, так как в трубе 1 удель-
ный вес рассола меньше удельного веса рассола в трубе 2.

Соединим обе вертикальные трубы горизонтальной 3. Тогда по закону
сообщающихся сосудов рассол из трубы 1 начнёт переливаться в трубу 2,
пока в последней не достигнет высоты А.

Такое переливание является непрерывным, если сохраняется неравен-

Фиг. 448. Схема изотермического вагона с охлаждением системы инж. Клеймёнова:
1—холодогенератор; 2—концентратор рассола; 3—батарея; 4—лоток для сбора конденсата; 5—сливная
труба; 6 — затвор для очистки коробки; 7 — пробка для слива рассола; 8—наливной затвор; 9, 10,
11 и 12 — краны

ство A!>A2, что может быть при наличии неравенства Y2^>Yl- Для обе-
спечения неравенства Y2 > Yi в горизонтальную трубу 3 включается бак
5 — концентратор рассола (фиг. 447,6), закрытый герметически и загру-
женный поваренной солью.

В этом случае рассол, имея удельный вес Yi и проходя концентратор

Фиг. 449. График среднесуточных температур в
изотермических вагонах:

1 — в вагоне с деревянными решётчатыми карманами
при стационарных испытаниях; 2 — в вагоне с металли-
ческими прутковыми карманами; 3 — в вагоне систе-
мы инж. Клеймёнова при поездных испытаниях;

4—то же при стационарных испытаниях

рассола, насыщается солью до
удельного веса у2. Таким об-
разом и сохраняется условие
для непрерывной циркуляции
рассола.

Для включения в систему
источников холода ^сосуды А и
В загружаются льдом и соеди-
няются горизонтальной тру-
бой 4. Тогда рассол, посту-
пающий из трубы 2 в сосуд В,
а затем вследствие превыше-
ния уровня в сосуд Л, сопри-
касается на своём пути со льдом
и за счёт таяния последнего ох-
лаждается; одновременно сни-
жается его концентрация и
уменьшается удельный вес, до-
стигая величины Yr При этом,
если рассол в сосуде дости-
гает самой низкой температу-
ры, т. е.—21,2°, то его удель-
ный вес равен Yi = 1,185. Рас-

сол же при выходе из концентратора рассола, например, с температурой

—10°, может иметь удельный вес Y2= 1,203, т. е. Y2>Yi-

Выше было указано, что рассол из трубы 1 переливается в трубу 2, но
так как концентратор рассола герметически закрыт, в трубе 1 создаётся вакуум,
и воздух в неё поступать не может. Следовательно, холодный рассол (с мень-
шей концентрацией) из сосуда А по трубе 1 поднимается вверх на высоту Лр
а отсюда направляется в концентратор рассола и в трубу 2. В то же время
в последней атмосферным давлением рассол удерживается на высоте Лг, а из-
быток, получающийся за счёт рассола, прибывающего из концентратора рас-
сола, выливается в сосуд В, а из него в сосуд А и т. д.

Таким образом получается самоциркуляция рассола по кольцу, снизу
закрытому гидравлически, а сверху герметически с наличием в концентраторе
рассола и в трубах вакуума. Для обеспечения холодоотдачи в самоциркули-
рующую систему включена батарея 6 (фиг. 447, в).

На фиг. 448 изображена схема изотермического вагона, оборудованного
двумя самостоятельными холодильными установками системы инж. Клеймё-
нова.

Основные агрегаты холодильной установки имеют следующее устройство.

Холодоген ератор 1 состоит из двух частей: нижняя—бак, изготовлен-
ный из листовой стали, и верхняя — кожух, состоящий из четырёх отдель-
но изготовленных стенок также из листовой стали. Стенки холодогенератора
поставлены наклонно для лучшей осадки льда. Каждый холодогенератор
вмещает 2,75 т льда.

Концентратор рассола 2 представляет собой металлический
бак, изготовленный из листовой стали с каркасом из уголков. Сверху бак
имеет крышку с резиновой прокладкой, укреплённую на болтах. На крышке
бака расположен солезагрузочный люк, крышка которого закрывается гер-
метически на время работы системы.

Внутри бака помещается деревянная решётка, предназначенная для
предохранения соединительных труб от попадания в них кусков соли. Сна-
ружи концентратор рассола изолирован и сверху обит кровельной оцинко-
ванной сталью. Каждый концентратор рассола вмещает 650 кг соли.

БатареяЗ состоит из труб, присоединённых параллельно к двум кол-
лекторам, изготовленным также из труб. Для увеличения поверхности холодо-
отдачи трубы батареи имеют рёбра из навитой на них металлической ленты
или насаженных металлических пластин.

Холодогенератор, концентратор рассола и батарея соединяются между
собой трубами, имеющими краны 9, 10, И и 12. Для удобства обслуживания
приводы к кранам выведены наружу вагона — 9 и 10 на крышу вагона и
11 и 12 — на боковые стенки.

Циркуляция рассола происходит так, как показано стрелками (см. фиг. 448).
Наличие двух самостоятельных установок в одном вагоне повышает надёжность
охлаждения вагона, так как при неисправности одной установки вторая смо-
жет предотвратить оттаивание груза.

На фиг. 449 показан сравнительный график температур в изотермических
вагонах с льдосоляным охлаждением решётчатыми карманами и с самоцирку-
лирующей системой инж. Клеймёнова.

Из графика видно, что в грузовом помещении вагонов системы Клеймёнова
создаётся более низкая и равномерная температура, чем при охлаждении
пристенными карманами.

Недостатками изотермических вагонов с охлаждением системы Клей-
мёнова является большой коэффициент тары и сложность устройства. Эти ва-
гоны целесообразно применять для перевозки грузов, требующих более низ-
ких температур, чем температуры, которые могут быть обеспечены в вагонах
с пристенными или потолочными приборами охлаждения.

9.	ВАГОНЫ С МЕХАНИЧЕСКОЙ системой охлаждения

Низкие температуры в изотермических вагонах могут быть достигнуты
при помощи сжиженных газов (аммиак, фреон и др.), способных поглощать
значительное количество тепла при понижении давления.
Ещё в 1910 г. был построен первый отечественный изотермический вагон
с механическим охлаждением системы Силича. В специальном отделении ва-
гона был установлен компрессор, в котором происходило сжатие аммиака.
Затем аммиак поступал в конденсатор, а из последнего в батареи, расположен-
ные в верхней части грузового помещения, где, испаряясь, поглощал теплоту
и охлаждал помещение.

Основная трудность применения механической системы охлаждения заклю-
чалась в необходимости иметь надёжный источник энергии для приведения в
действие компрессора и охлаждающей системы самого компрессора. По
этим причинам в то время механическое охлаждение в изотермических ваго-
нах распространения не получило.

Современный уровень развития техники успешно преодолевает указанную
трудность, и на железнодорожном транспорте механический способ охлажде-
ния изотермических вагонов получает всё большее распространение.

При индивидуальном механическом охлаждении каждый вагон оборудуется-
самостоятельной холодильной установкой (фиг. 450). Такой способ охлажде-

Фиг. 450. Изотермический вагон с индивидуальным механическим охлаждением:
/—машинное отделение; 2—служебное отделение; 3—грузовое помел;ение; 4—аммиачный компрессор;
5—двигатель внутреннего сгорания

ния экономически целесообразен только при единичных перевозках, так как
в каждом вагоне должен быть самостоятельный источник энергии, компрессор,
конденсатор и другое оборудование машинного отделения. Кроме того, в каж-
дом вагоне должен быть обслуживающий персонал \

При массовых перевозках экономически более целесообразен групповой
способ механического охлаждения. В этом случае охлаждение поезда, состоя-
щего из 18—20 вагонов, производится от специального вагона-холодильной
станции (один или два вагона на поезд). Холодильная станция размещается
в середине поезда и оборудована источником энергоснабжения и холодильными
агрегатами.

Источниками электроснабжения являются дизельгенераторы. Холодиль-
ный агрегат состоит из компрессора, испарителя, воздушного конденсатора
с вентилятором и аппаратуры управления и контроля. Вырабатываемый хо-
лодильной станцией холод используется для охлаждения рассола, который
при помощи насосов прогоняется через батареи, расположенные под потолком
вагонов, перевозящих скоропортящиеся грузы. Возвращается рассол по ма-
гистральным изолированным трубопроводам. Трубопроводы рассола соединены
между вагонами гибкими рукавами, имеющими специальные головки с запор-
ными клапанами.

Вагоны холодильного поезда, кроме рассольных батарей, оборудованы
электрическими печами, расположенными у торцевых стенок вагонов. Автома-
тические устройства рассчитаны на поддержание необходимых температур
в широких пределах (от —20 до +20°С), что позволяет иметь оптимальный
температурный режим для любого вида скоропортящихся грузов вне зависи-
мости от изменения температуры наружного воздуха.

1	Создание надёжно действующих автоматических устройств позволит обходиться
без постоянного обслуживающего персонала.
ВАГОНЫ С МЕХАНИЧЕСКОЙ СИСТЕМОЙ ОХЛАЖДЕНИЯ

Фиг. 451. Изотермический вагон для перевозки молока:

/—льдозагрузочный люк; 2—потолочный бак; 3—устройство для спуска рассола; 4—откидные металлические полки для Сндонгв
с молоком; 5 — печь сухого отопления; 6 — батарея парового отопления
При механическом охлаждении, устраняется надобность в продолжитель-
ных стоянках под экипировкой на льдопунктах, что значительно ускоряет
оборот изотермических вагонов. Недостатком механического охлаждения
является сложность оборудования.

Поезда с механическим охлаждением должны получить широкое
распространение для перевозки свежей рыбы, фруктов, мороженого мя-
са и других скоропортящихся грузов. Эти поезда могут передвигаться
с большой скоростью (среднесуточная маршрутная скорость не менее
600 км).

10.	СПЕЦИАЛИЗИРОВАННЫЕ ИЗОТЕРМИЧЕСКИЕ
ВАГОНЫ

К специализированным изотермическим вагонам относятся вагоны для
перевозки молока (молочные), минеральных вод (нарзанные) и живой
рыбы (живорыбные).

Молочные вагоны. В этих вагонах, кроме средств охлаждения, имеются
постоянные приборы отопления. На фиг. 451 изображена одна из конструкций
молочного вагона. Вагон оборудован потолочными приборами охлаждения,
печами сухого отопления, установленными по одной в каждом конце вагона,
и полками для загрузки бидонов молока в два яруса. Вагон также имеет ба-
тареи для парового центрального отопления, пар к которым подводится
от расположенной под потолком магистрали (в случае отопления от вагона-
паровика или паровоза). Печи сухого отопления устанавливаются в молоч-
ных вагонах так, что их обслуживание производится снаружи, т. е. без захода
в вагон.

Фиг. 452. Вагон для перевозки живой рыбы:

/—бак для воды с рыбой; 2 — труба с форсунками для распыления воды; 3 — насос с приводом о?
электродвигателя; 4—наливная воронка; 5—труба для спуска воды; 5—печь отопления; 7 - венти-
ляционное устройство

Нарзанные вагоны. При перевозке минеральных вод охлаждение воздуха
достигается усиленным вентилированием грузового помещения. В нарзанных
вагонах вентиляция осуществляется за счёт естественного воздушного потока
воздуха, возникающего при движении поезда. Специальными раструбами под
полом вагона, независимо от направления движения, воздух подаётся в гру-
зовое помещение; вытяжка воздуха осуществляется обычными дефлекторами,
установленными на крыше вагона.

В зимнее время нарзанные вагоны оборудуются печами сухого отоп-
ления.

Живорыбные?вагоны. Перевозка живой рыбы, необходимой для её разве-
дения в водоёмах, а также для снабжения населения, осуществляется в спе-
циальных живорыбных вагонах (фиг. 452). Вагоны для этой цели оборудуются
водяными баками с устройствами для наполнения и спуска воды. Обогащение
воды в баках кислородом (аэрация) осуществляется за счёт соприкосновения
распыляемой специальными форсунками воды с воздухом. Форсунки смонти-
рованы на трубах, расположенных над баками. Вода нагнетается в трубы на-
сосом.

Изображённый на фиг. 452 четырёхосный вагон имеет тару 39 tn и грузо-
подъёмность 32 т, в том числе не более 8 т живой рыбы

11.	ОТОПЛЕНИЕ ИЗОТЕРМИЧЕСКИХ ВАГОНОВ

При перевозке некоторых видов скоропортящихся грузов в вагоне не-
обходимо поддерживать температуру выше 0°, так как в случае замерзания
эти грузы теряют свои вкусовые и питательные качества и часто становятся
непригодными для употребления.

Для перевозки таких грузов в зимнее время требуется отопление изотер-
мических вагонов.

К отопительным приборам предъявляются следующие требования:

1)	приборы отопления должны обеспечивать надёжную работу без наблю-
дения и обслуживания в пути следования не менее двух суток;

2)	температура во время отопления должна быть равномерной во всех
частях грузового помещения вагона;

3)	приборы отопления не должны требовать специальных дорогостоящих
сортов топлива;

4)	при отоплении в грузовое помещение не должны выделяться газы, вы-
зывающие ухудшение качества перевозимого груза;

5)	приборы отопления должны быть безопасны в пожарном отношении.
Отопление изотермических вагонов обычно осуществляется печами сухого
отопления, устройство которых описано ниже (§ 1 главы XIX). Могут также
применяться специальные угольные печи бездымного и беструбного горения,
устанавливаемые в решётчатые карманы изотермического вагона. Подобные
печи вмещают 10 кг древесного угля и обеспечивают необходимое нагревание
изотермического вагона в течение 48 часов.

В поездах с механическим охлаждением, как указано выше, применяется
электрическое отопление, а в молочных вагонах предусмотрена возможность
центрального парового отопления.

12.	ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ИЗОТЕРМИЧЕСКИХ ВАГОНОВ

Тепловой расчёт изотермических вагонов производится исходя из ус-
ловий, предъявляемых перевозимыми грузами для их сохранности (температу-
ра, влажность, вентилирование и т. д.). Целью теплового расчёта яв-
ляется определение поверхности охлаждающих приборов и мощности холрдо-
генераторов.

Основное уравнение теплового баланса из расчёта потребной суточной
мощности холодогенератора имеет вид

24 Fохл а (tn) = Ообщ!	(551)

где Рохл—рабочая поверхность охлаждающих приборов в jw2;

а —коэффициент теплоотдачи охлаждающих приборов в ккал/м2 час °C.
При расчёте принимаются следующие величины коэффициента
теплоотдачи: для льдосоляной системы охлаждения с потолоч-
ными приборами охлаждения 7—8 ккал/м2час°С\ то же с решётча-
тыми карманами 10 ккал/м2час °C; для хладагента, циркули-
рующего по трубам, 9 ккал/м2 час °C; то же при обеспечении
циркуляции хладагента в трубах и воздуха внутри вагона
12 ккал!м2 час °C;

te —температура циркулирующего воздуха в вагоне, обычно при-
нимаемая равной требуемой температуре воздуха внутри вагона
(см. табл. 51);

tn—температура наружной поверхности приборов охлаждения;

Qo6m —общий суточный тепловой расход в ккал/сутки,
Qo6uf = Qi + Q2 + Q3 + Q4 + Qs»	(552)

здесь Qi—количество тепла, проникающее в вагон через стенки, пол и пото-
лок кузова вследствие разности температур наружного и внут-
реннего воздуха, в ккал/сутки\

Q2— количество тепла, проникающее в вагон через неплотности дверей
и загрузочных люков, при открывании дверей и люков, а также
в результате солнечной радиации, в ккал/сутки\

Q3 — количество тепла, поступающее в вагон в результате вентилиро-
вания грузового помещения, в ккал/суткщ

Q4 — количество тепла, выделяемое грузом при погрузке его 6 неох-
лаждённом виде, в ккал/сутки\

Q6 — количество тепла, выделяемое кузовом при подаче вагона под
погрузку без предварительного охлаждения, в ккал!сутки.

Количество тепла, проникающее в вагон в сутки через стенки, пол и
крышу вследствие разности температур наружного и внутреннего возду-
ха, определяется по формуле

Qi=-FcKnp(tH} — te) 24,	(553)

гдеГс — расчётная (наружная) поверхность кузова вагона в ж1 2;

tH — среднесуточная температура наружного воздуха, принимаемая для
расчётов ёмкости карманов и баков равной +25°С, а для опреде-
ления поверхности приборов охлаждения равной + 30°С;

tQ—температура воздуха внутри вагона;

Кпр— приведённый коэффициент теплопередачи для всего кузова в
ккал/м2час °C

KnD — vр, •	(554)

Здесь FK берётся для каждого сечения с различной изоляцией.

Определение коэффициента теплопередачи К производится для каждого
отдельного сечения х.

Количество тепла Q2, проникающее в вагон через неплотности дверей
и люков, а также в результате солнечной радиации 2, обычно принимается
в пределах 23—30% от Qb т. е.

Q2 = (0,23 4- 30) ккал/сутки.	(555)

Количество тепла, поступающее в вагон в результате вентилирования
грузового помещения, определяется по формуле

Q3 [0,31 (tH - te) + r (d, ?1 - d2 ?2)],	(556)

где п — кратность вентилирования в сутки;

V — внутренний объём кузова за вычетом объёма оборудования и
объёма груза влг3;

0,31—теплоёмкость 1 м3 воздуха в ккал/м3-,
г — теплота конденсации водяных паров из воздуха в ккал/г\
tH и te —значения прежние;

dx и d2— абсолютные влажности воздуха соответственно при температу-
рах tH и te в г/м3\

и срг — относительные влажности воздуха соответственно при темпера-
турах tH и te .

Количество тепла, выделяемое грузом .при погрузке его в неохлаж-
дённом виде, определяется по формулам:

1 Определение коэффициента теплопередачи см. § 2 главы XVIII.

2 Более точно количество тепла, вносимого солнечной радиацией, определяется
так, как изложено ниже (см. § 10 главы XVIII). При этом количество тепла, прони-

кающее в вагон через* неплотности' .дверей й люков,- принимается равным 10%
от Qi.	-
для однородного груза

Q4 = G^i-f2);	(557)

для разнородного груза

Q4 = ZGc(/1 —/2),	(558)

где G— вес груза в кг;

с—удельная теплоёмкость груза в ккал!кг °C;

G — — среднее понижение температуры груза за сутки в °C.

Количество тепла, выделяемое кузовом при подаче вагона под по-
грузку без предварительного охлаждения, определяется по формуле

Q5 = (g1c1 + G2cs+ . . . +Gncn\x-±^,	(559)

гдеОь G2,. . ., Gn—веса изоляционных и строительных материалов, состав-
ляющих кузов, в кг;

Ci, с2, .. .,сп — теплоёмкости этих материалов в ккал/кг °C;

— температура наружной поверхности кузова, обычно
принимаемая равной температуре наружного воздуха;
тв —температура внутренней поверхности кузова, обычно
принимаемая равной расчётной температуре внутри
кузова.

В случае применения в качестве хладагента смеси льда с солью или
одного льда его суточный расход определяется по формуле

2V = кг/сутки9	(560)

где D—количество тепла, поглощаемое при таянии 1 кг лъдг, равное
80 ккал при употреблении одного льда и 70 ккал для смеси льда
с солью при решётчатых карманах (при 15% соли по отношению
к весу льда).

Таяние льда или смеси его с солью за сутки не должно превышать
40% ёмкости карманов и поэтому объём всех карманов изотермического
вагона определяется формулой

где ул — объёмный вес дроблёного льда, принимаемый равным 500 кг/м*
при ручном дроблении и 600 кг/м* при механическом дроблении.

Объём приборов охлаждения устанавливается также по потребным
Foxa и te , которые определяются формулой (551).

В табл. 53 приведены экспериментальные данные о температуре плавле-
ния механической смеси льда и поваренной соли Ч

Таблица 53

Температура плавления механической смеси льда и поваренной соли

Количество соли в % от веса льда	6	8	10	12	14	16	18	20	22	24	26	30
г Температу- ра плавле- ния смеси в °C ... .	—3,5	—4,9	-6,1	—7,5	—9,0	—10,5	— 12,1	—13,7	—15,2	-16,9	— 18,6	— 19,9
Теплота плавления в ккал/кг .	77	76	75	74	72	70	68	66	63	60	57	53

1 Нс следует смешивать понятие соляного раствора (фиг. 437) и механической
смеси льда с солью (табл. 53).
В данном случае температура зависит от качества смеси (степень дробле-
ния льда и перемешивания смеси), в связи с чем при расчётах рекомендуется
температуру плавления повышать на 2,5°.

13. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К ХОДОВЫМ ЧАСТЯМ
ИЗОТЕРМИЧЕСКИХ ВАГОНОВ

Качество скоропортящихся пищевых продуктов во многом зависит от
условий их транспортировки. Даже при полном обеспечении соответствующих
режимов охлаждения и вентилирования скоропортящиеся грузы при пере-
возке могут прийти в негодность вследствие повреждения от тряски. Поэтому
к рессорному подвешиванию изотермических вагонов предъявляются повышен-
ные требования по сравнению с другими типами грузовых вагонов.

Первые четырёхосные изотермические вагоны отечественной постройки
имели тележки с люлечным подвешиванием и эллиптическими листовыми рес-
сорами. С 1934 г. под кузова изотермических вагонов ставятся типовые тележки
грузовых вагонов, но с рессорным комплектом повышенной гибкости.

Для изотермических вагонов целесообразны тележки с гибкостью рессор-
ного подвешивания, равной 1,35—1,40 мм/т, и коэффициентом динамики
1,2—1,3; горизонтальные толчки также должны смягчаться. При этих усло-
виях обеспечивается сохранность перевозимых грузов и уменьшается повреж-
даемость изоляции кузова.

При проектировании изотермических вагонов учитывают, что они нередко
следуют с пассажирскими поездами. Поэтому к прочности ходовых частей
(нагрузка от оси на рельсы) изотермических вагонов обычно предъявляются
такие же требования, как Ъ к прочности ходовых частей пассажирских ва-
гонов.
ГЛАВА XVI

ПАССАЖИРСКИЕ ВАГОНЫ

Удовлетворение растущих потребностей советских людей в перевозках
является одной из основных задач железных дорог СССР. Пассажирские ваго-
ны, предназначаемые для перевозки и обслуживания пассажиров, должны
обеспечивать максимум удобств для человека.

Парк пассажирских вагонов, как указывалось выше, состоит из ваго-
нов, предназначенных к перевозке пассажиров, вагонов-ресторанов, почто-
вых, багажных и вагонов специального назначения.

Пассажирские вагоны различаются между собой:

I)	планировкой и внутренним оборудованием;

2)	конструкцией кузова и рамы;

3)	конструкцией ходовых частей.

Планировка вагона во многом определяется длиной кузова. Поэтому
длина кузова часто употребляется для обозначения типа пассажирского
вагона.

1.	ПЛАНИРОВКА ВАГОНОВ

Вагоны дальнего следования. Вагоны дальнего следования приспособ-
лены для продолжительного пребывания в них пассажиров. В соответствии
с этим они имеют спальные места, отделения для проводников вагона, уборные
с умывальниками, а при индивидуальном отоплении — котельное отделение.

Фиг. 453. Планировка четырёхосного мягкого вагона типа СВПС

Вагоны дальнего следования разделяются на некупейные (открытые) и
купейные; купейные вагоны в зависимости от устройства спальных мест раз-
деляются на жёсткие и мягкие. Некупейные вагоны имеют пассажирские места;
расположенные с обеих сторон вагона, а купейные — только с одной стороны;
вдоль другой боковой стенки вагона расположен продольный коридор, в ко-
торый выходят двери из купе.

На фиг. 453 показана планировка четырёхосного мягкого вагона длиной
20,07 м типа спальных вагонов прямого сообщения (СВПС).

Вагон имеет четырёхместные 1 и двухместные 2 купе; последние снабжены
умывальниками 3. Уборные 4 располагаются в каждом конце вагона. Котель-
ная 5 расположена со стороны коридора, что уменьшает смещение центра тя-
жести кузова относительно продольной плоскости симметрии. Возле котельной
помещается отделение для проводников 6.
to

Фиг. 454. Планировка четырёхосного жёсткого вагона дальнего следования длиной 20,2 м

Фиг. 455. Планировки четырёхосных металлических вагонов длиной 23,6 л:

а—жёсткого некупейного; б—-жёсткого купейного; в—-мягкого

ПАССАЖИРСКИЕ ВАГОНЫ
На фиг. 454 изображена планировка четырёхосного жёсткого вагона дли-
ной 20,2 м конструкции 1928 г. Помещение для пассажиров /, имеющее 46 спаль-
ных мест, разделено перегородками с дверями на три отделения. В одном конце
вагона расположена уборная 2, а в другом отделение для проводников 3,
уборная 4 и котельная 5. Помещение для пассажиров 1 соединено с тамбурами 6
коридорами 7.

Планировка жёсткого некупейного металлического вагона длиной 23,6 м
изображена на фиг. 455,а. Вагон имеет два тамбура, две уборные, отделение
для проводников, котельное отделение, два коридора и пассажирское помеще-
ние. Пассажирское помещение разделено на 10 отделений. В отделении, при-
мыкающем к отделению проводников, — 4 места, в остальных девяти отделе-
ниях по 6 спальных мест. Общее число мест 58, образуемых 19 поперечными
диванами и 10 продольными диванами и расположенными над ними подъёмны-
ми полками. Вагоны первых выпусков имели 60 спальных мест, но при такой
планировке площадь отделения проводников оказывалась недостаточной.

Планировка жёсткого купейного металлического вагона длиной 23,6 м
показана на фиг. 455,6. Пассажирское помещение состоит из девяти четырёх-
местных купе и одного двухместного, примыкающего к отделению проводни-
ков. Спальных мест в вагоне 38. Каждое купе оборудовано нижними дива-
нами и верхними спальными полками и имеет выход в общий коридор.

По концам вагона размещены отделение для проводников, котельная и
две уборные с умывальниками.

На фиг. 455, в изображена планировка мягкого металлического вагона
длиной 23,6 м, имеющего 32 спальных места, размещённых в восьми четырёх-
местных купе, изолированных от продольного коридора задвижными дверями.

Каждое купе вагона оборудовано мягкими нижними диванами с опорными
спинками и верхними мягкими спальными полками.

Конструкция вагонов должна быть такой, чтобы перевозки в них осуще-
ствлялись с наилучшим обеспечением необходимых удобств для пассажиров
при наименьшей затрате средств.

Выгодность использования в эксплуатации того или иного вагона в зна-
чительной мере определяется его населённостью. Характеристика планировок
рассмотренных вагонов с этой стороны может оцениваться:	j

1)	отношением длины отдельных помещений, толщины перегородок и стенок
к длине кузова;

2)	коэффициентом населённости, или отношением числа мест в вагоне к
общей его длине.

Характеристики вагонов дальнего следования приводятся в табл. 54 и 55.
Кроме вагонов, планировки которых описаны выше, в эти таблицы включены
сохранившиеся в эксплуатации 18-jw вагоны и опытный образец 25,2-м метал-
лического вагона довоенной постройки.

Таблица 54

Характеристики вагонов дальнего следования

	Отношение длины отдельных помещений вагона к длине ] кузова вагона в %							
Наименование площадей	«	U X			«	=х	«	
	X X	2	о	s х  * X	s X 7 X		S X 1  7 Х=Х	
	* 5		С  BQ	СЧ О	см н	<£> £	со ь О _	со
	2?	ОО X — X	О	S £	£ £	сч' £	£ X X	СО к сч S
Пассажирское отделение ....	68,2	63,0	61,8	70,4	70,0	72,8	72,6	69,4
Отделение проводников 		4,4	7,7	6,7	5,6	7,0	7,1	7,2	7,7
Котельное отделение		4,9	5,0	4,5*	4,4	5,2*	6,0*	4,0*	8,5*
Уборные 		9,8	И,1	17,9	8,1	12,7	9,5	9,6	12,5
Тамбуры 		9,2	9,2	9,6	8,2	6,6	8,0	7,9	8,0
Перегородки и стенки		3,5	4,0	4,0	з,з	3,7	2,6	2,7	2,4

Котельное отделение расположено

со стороны коридора.
Таблица 55

Характеристики вагонов дальнего следования

Тип вагона	18-л< жёсткий	18-ж мягкий	свпс	20,2-jw жёсткий  1		20,2 м мягкий	25,2 м жёсткий	23,6 жёсткий купейный	23,6-л< жёсткий	23,6 м мягкий
Число спальных мест . . .	40	20	18	46	28	62	38	58	32
Общая длина вагона в м . Коэффициент населённости,	19,2	19,2	21,2	21,4	21,4	26,4	24,5	24,5	24,5
мест [пог. м ......	2,08	1,04	0,85	2,15	1,31	2,35	1,55	2,37	1,31

Из табл. 54 следует, что около 30% длины кузова занято вспомогательными
помещениями и перегородками.

Из табл. 55 следует, что коэффициент населённости возрастает с увеличе-
нием длины вагона.

К недостаткам планировок существующих вагонов необходимо отнести
расположение уборных над ходовыми частями, в результате чего в зимнее время
ходовые части покрываются льдом.

Вагоны пригородного и местного сообщения. Пригородные вагоны
обслуживают массовые перевозки пассажиров на малые расстояния и эксплуа-
тируются в поездах, имеющих весьма частые кратковременные остановки, по-
этому к ним предъявляются требования:

1)	минимальной затраты времени на вход и выход пассажиров;

2)	максимального количества мест для сидения с соблюдением необходи-
мых удобств.

В связи с этим в пригородном вагоне пассажирское помещение представ-
ляет общий зал с диванами для сидения. В вагоне имеется обычно одна убор-
ная. Отделение для проводников и котельное отделение (при электрическом или
центральном паровом отоплении) отсутствуют, вследствие чего в ме-
стах выхода из вагона освобождается площадь для накопления пассажиров пе-
ред остановкой, что позволяет пассажирам быстро выходить и сокращает время
стоянки поезда на станции.

Фиг. 456. Планировка четырёхосного пригородного вагона длиной 22 м
с тремя тамбурами

Для ускорения входа и выхода пассажиров иногда прибегают к рассредото-
чению дверей.

На фиг. 456 показана планировка четырёхосного пригородного вагона
длиной 22 м с тремя тамбурами. Третий тамбур 1 расположен посредине
и делит вагон на два пассажирских отделения. Вагон имеет 96 мест для сиде-
ния. У каждого концевого тамбура расположено по одной уборной 2. Наличие
в одном конце вагона уборной и котельной 3 уменьшает ширину коридора, что
ухудшает условия входа и выхода пассажиров.

Устройство среднего тамбура при наличии подножек для выхода
на низкие платформы усложняет конструкцию рамы вагона, так как
требуется осуществлять дополнительное усиление рамы для компенсации вы-
реза в боковых балках; в случае несущего кузова необходимо считаться с
ослаблением боковых стенок дверными проёмами в местах действия наибольших
изгибающих моментов.
На фиг. 457 показана планировка двухосного пригородного вагона дли-
ной 14 м с 72 местами для сидения, а на фиг. 458 планировка четырёхосного
пригородного вагона длиной 20,2 м с 96 местами.

фиг. 457. Планировка двухосного пригородного вагона длиной 14 м

Фиг. 458. Планировка четырёхосного пригородного вагона длиной 20,2 м

На фиг. 459 показана планировка вагона электрифицированных желез
них дорог, построенного по габариту 2-В. Использование габарита 2-В по-
зволяет разместить на длине 19 м пассажирский зал 1 на 108 мест для сидения
(трёхместные диваны по обе стороны прохода), два широких тамбура 2 с двух-
створчатыми дверями, кабину машиниста 3 и помещение для инвентаря обслу-
живающей бригады 4. Наличие широких тамбуров способствует быстрому входу
и выходу пассажиров, что значительно сокращает время остановок поезда.

18950-длина рамы

Фиг.-459. Планировка четырёхосного пригородного вагона электрифици-
рованных участков дорог (немоторного)

Для перевозки пассажиров на 200—400 км пригородные вагоны оказы-
ваются неудобными, а вагоны дальнего следования используются недостаточно
эффективно. Более целесообразными являются специальные вагоны с удобными
мягкими креслами для сидения. Вагоны такого типа называются областны-
м и. Опытные образцы таких вагонов были построены заводом имени Егорова
в 1939 г.

Вагоны-рестораны. Вагоны-рестораны, почтовые и багажные включаются
в поезда дальнего следования, поэтому по конструкции, длине и внешнему виду
они должны быть однотипными с вагонами для перевозки пассажиров.

На фиг. 460 изображена планировка вагона-ресторана,спроектированного
на базе пассажирского вагона длиной 20,2 м. Вагон имеет кухню, обеденный
зал, котельное отделение, кладовую для столового белья (против котельного
отделения) и коридор, соединяющий зал с тамбуром. Зал разделён перегород-
кой на два отделения.

На фиг. 461 показана планировка вагона-ресторана, спроектированного
на базе пассажирского металлического вагона длиной 23,6 м. Вагон имеет обе-
20700

Фиг. 460. Планировка вагона-ресторана^ длиной^ 20,2_acJ

ПАССАЖИРСКИЕ ВАГОНЫ

Фиг. 461.'Планировка вагона-ресторана длиной 23,6 м:

/—тамбур; //-'кухня; ///—буфетное отделение; /V—большой коридор; V — обеденный зал; V/— уборная; V//—отделение для
обслуживающего персонала; VII '—котельное отделение; IX—кладовая; X — малый коридор; / — плита: 2-угольный ящик плиты;
3—мойка посуды; 4 — мойка продуктов; 5—раздаточный стол; 6—холодильник; 7—ледник для мяса; в—шкаф; 9—подогревательный
шкаф; 10 — сервировочный стол; // —выдача обедов: /2 — шкаф для хранения хозяйственного инвентаря; 13—угольный ящик;
14—шкаф для сухих фруктов; 15—стол; 16—стул; /7—буфет с витриной; 18—шкаф для распределительного щита; 19—шкаф для
инструмента; 20—аптечка; 2/—шкаф для пылесоса; 22-потолочный шкаф; 23—ледник для рыбы
31W

^Фиг. 462. Планировка багажного вагона длиной 20,2 Л1

Фиг. 463. Планировка металлического багажного вагона длиной 23,6 м

ПЛАНИРОВКА ВАГОНОВ
денный зал на 48 человек, кухню с раздаточным отделением, буфетное отделе-
ние, котельное отделение, уборную, кладовую и отделение для обслуживающего
персонала. Вход в кухню из тамбура выполнен отдельно от входа в коридор.
В кухне установлена плита, мойка для посуды и продуктов, шкаф для овощей
и холодильник. Буфетное отделение имеет холодильник, мойку для посуды,
шкафы с ледником. Буфет соединён дверью с коридором и через него с залом
для обедающих.

Багажные вагоны. Для перевозки багажа пассажиров, а также багажа,
отправляемого большой скоростью, в поездах имеются багажные ва-
гоны. Они одновременно являются прикрытием вагонов, занятых пас-
сажирами, отделяя последние от локомотивов. На фиг. 462 показана плани-
ровка багажного вагона, спроектированного на базе вагона длиной 20,2 м.
Вагон с одним тамбуром 1 имеет отделение для багажа 2 с расположенными
друг против друга дверями (по две в каждой боковой стенке вагона), отде-
ление для багажного раздатчика 3 и отделение для кондуктора 4. Эти
отделения разделены дверями. Жилая часть вагона не имеет сообщения с багаж-
ным отделением. Со стороны жилого отделения расположено отделение с клет-
ками 5 для домашних животных. Вход в последнее — из тамбура.

На фиг. 463 показана планировка металлического багажного вагона.
Вагон имеет два концевых тамбура. С одной стороны расположено ко-
тельное отделение 1, купе 2 для раздатчиков багажа, купе 3 для поездного ва-
гонного мастера и электромонтёра и уборные 4. К другому тамбуру примыкают
уборная 4, купе 5 для спецсвязи и купе 6 для главного кондуктора. В багаж-
ном отделении 7 с каждой стороны имеется по одной двустворчатой двери. По
стенкам размещены полки для укладки багажа. В дверных проёмах некоторых
вагонов установлены настенные поворотные краны грузоподъёмностью 500 кг
для погрузки и выгрузки багажа. Вдоль багажного отделения проложен моно-
рельс с талью грузоподъёмностью 500 кг.

Почтовые вагоны. В поезда дальнего следования включаются почтовые
вагоны, предназначенные для перевозки почтовых отправлений и являющиеся,
так же как и багажные вагоны, прикрытием вагонов, занятых пассажирами.

Планировка металлического почтового вагона длиной 23,6 м по-
казана на фиг. 464. На одном конце вагона находится трактовая кладовая 7,
которая имеет откидные полки для хранения посылок. На другом конце вагона
расположена транзитная кладовая 2. Она служит для размещения посылок,
следующих на конечную станцию. В транзитной кладовой установлены
сундуки. Трактовая и транзитная кладовая имеет две двустворчатые двери,
запирающиеся снаружи и изнутри. У двери кладовой установлены консольные
ручные краны грузоподъёмностью 150 кг, которые предназначены для облег-
чения погрузки и выгрузки грузов. В средней части вагона имеется сортиро-
вочный зал 3 со столами для обработки почты, котельное отделение 4, убор-
ная 5 с душем, служебное двухместное отделение 6 и купе 7 спецсвязи. Сорти-
ровочный зал и транзитная кладовая соединены коридором. Между транзит-
ной кладовой и сортировочным залом расположено купе 8 бригады.

Вагоны специального назначения. К пассажирским вагонам специального
назначения относятся: служебные вагоны, динамометрические вагоны, вагоны-
лаборатории, вагоны-паровики для отопления пригородных поездов, вагоны-
выставки, вагоны-клубы, вагоны-кино, вагоны-библиотеки, санитарные ва-
гоны и т. п. Обычно эти вагоны переделываются из типовых пассажирских ва-
гонов или строятся на их базе. Иногда они представляют собой самостоятель-
ные специальные конструкции. Планировка специальных вагонов зависит от
назначения вагона.

2.	ДЕРЕВЯННЫЕ КУЗОВА ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ

Деревянный каркас кузова четырёхосного пассажирского вагона (фиг. 465)
состоит из двух обвязочных прямоугольных рам — верхней и нижней, между
которыми расположены стойки 1, раскосы 2 и брусья 3, образующие оконные
проёмы. К продольным брусьям 4 верхней обвязочной рамы прикреплены по-
толочные дуги 5, служащие для устройства потолка и крыши. Над поперечными
стенками устанавливаются фрамуги 6; в местах закрепления фрамуги ставится
связь из полосовой или круглой стали, стягивающая обвязочные брусья
в поперечном направлении.

В пассажирских вагонах предвоенной по-
стройки дуги изготовлялись из уголка сече-
нием 50 X 50 X 6 мм, к ним на болтах и шу-
рупах прикреплялись выпиленные сосновые
дуги, к которым прибивалась обшивка потолка
и крыши. У длинных вагонов без внутренних
поперечных перегородок часть дуг составлялась
из двух уголков с сосновой вставкой между
ними. Стойки боковых стенок соединяются с
брусьями верхней 4 и нижней 7 обвязочных
рам шипами, а сами рамы, кроме того, стяги-
ваются между собой болтами 8. Угловые стойки
и стойки концевых стенок соединяются вшип
с брусьями верхней и нижней обвязочных рам
и скрепляются с ними угольниками на болтах.
Раскосные или диагональные брусья укреп-
ляются в чугунных или дубовых башмаках.
Продольные верхние и нижние обвязочные
брусья вследствие значительной длины вагона
изготовляются составными. Во избежание зате-
кания воды срост нижнего обвязочного бруса
располагается в промежутках между окнами.
Продольные и поперечные брусья нижней обвя-
зочной рамы соединяются между собой вшип,
связываются угольниками и служат основа-
нием для настила пола.

Поперечные брусья делаются двух разме-
ров: основные 9 — во всю толщину нижней
обвязки — и промежуточные 10 тоньше на тол-
щину доски верхнего пола. Основные брусья 9
снабжаются фальцами для досок верхнего пола
и нижней подшивки и гнёздами для шипов
стоек. Пол делается двойным. Настил пола
укрепляется на поперечных брусьях, заделан-
ных в продольные брусья нижней обвязочной
рамы. Верхний настил пола делается из сосно-
вых досок толщиной 38 — 40 мм, а нижний
настил или подшивка может быть из еловых
досок толщиной 16—22 мм. Один настил укла-
дывается в продольном, а другой в поперечном
направлениях. Между настилами проклады-
вается изоляционный материал.

Каркас стенок и крыши кузова обши-
вается изнутри и снаружи досками. Дтя стенок
применяется обшивка толщиной 16 мм внутренняя
потолка—внутренняя 16 мм и наружная 22 мм.



X

*

8

X
«о

Q.

3







096—

и

>№11

3
х
X
к



12 мм наружная, а для

У вагонов длиной 20,2 м для изоляции стенок, крыши и пола применяется
главным образом шевелин, укладываемый в два слоя толщиной 12—13 мм
каждый или в один слой толщиной 25 мм\ шевелин укрепляется рейками.

Между досками обшивки кузова вагона ставятся прикреплённые к его
каркасу деревянные закладки, служащие для прикрепления мебели, гешалок,
багажных полок, вентиляторов и фонарей.
Стенки снаружи обшиваются стальным листом толшиной 1,5 мм, стыки
листов перекрываются стальными штабиками шириной 30—40 мм, прикреп-
лёнными шурупами.

Для того чтобы предохранить деревянные части кузова от гниения, которое
обычно начинается в тех местах, где вырубками для связей перерезаны волокна
дерева, перед сборкой все эти места прокрашиваются белилами, а поковки и
болты, применяемые для крепления деревянных частей, — суриком. Торцы
отдельных деревянных брусьев кузова, дсски стенок и пола прокрашиваются
масляной краской.

Крыша вагонов покрывается 4,5—5-кг кровельной сталью, предвари-
тельно загрунтованной с обеих сторон. Швы листов кровли делаются взамок,
причём продольные швы — плоским замком с загибом по скату крыши, а по-
перечные—двойным замком со стоячим гребнем. Продольные деревянные кар-
низы крыши обшиваются кровельной сталью и укрепляются болтами, по-
перечные карнизы изготовляются из уголковой стали.

Угловые, дверные и оконные стойки и все брусья нижней рамы пола у
деревянного кузова изготовляются из дуба и ясеня или сибирской листвен-
ницы. Остальные части каркаса кузова делаются из сосны.

Деревянный кузов пассажирского вагона имеет толщину стенок, равную
80 им, пола— 100 мм, крыши — 98 мм, стенок тамбуров — 65 мм.

Деревянный кузов четырёхосных тележечных вагонов устанавливается
непосредственно на боковые балки рамы вагона, с которыми он скрепляется
болтами.

3.	МЕТАЛЛИЧЕСКИЕ ПАССАЖИРСКИЕ ВАГОНЫ

Фиг. 466. Попе-
речный разрез
металлической
полустанки ва-
гона

шуюся на одно

Пассажирские вагоны с деревянными кузовами и свобод-
нонесущей рамой обладают малой прочностью; во время силь-
ных крушений их кузова разрушаются или срезаются рамой
соседнего вагона (явление телескопирования). Кроме того,
вагоны с деревянными кузовами имеют сравнительно боль-
шой вес и требуют значительных расходов на ремонт.

В 1896 г. сначала на б. Коломенском заводе, а в 1897 г.
в Главных ростовских мастерских б. Владикавказской ж. д.
началось строительство четырёх- и шестиосных пассажир-
ских вагонов с несущей металлической полустенкой (фиг. 466).
Эти вагоны обладают значительной прочностью и, как пока-
зали результаты их многолетней эксплуатации, даже во
время сильных крушений разрушаются только деревянные
дверные и угловые стойки в тамбурах, а в металлических
подоконных поясах образуются выпучины высотой 75—100 мм;
телескопирования кузовов не наблюдалось.

Вагоны с металлической полустенкой длиной 20—21 м име-
ют тару 50—56 т. В этих вагонах нерационально распределён
металл, вследствие чего вес, приходящийся на одно пассажир-
ское место, оказывается больше, чем у вагонов с деревян-
ными кузовами; поэтому они не получили широкого рас-
пространения на наших железных дорогах. Более рацио-
нальное использование металла достигнуто в вагонах с несу-
щими боковыми стенками и рамой, а также с цельнонесущими
металлическими кузовами.

Металлические вагоны по сравнению с вагонами, имею-
щими деревянные кузова, обладают большей прочностью, тре-
буют меньшего ремонта, могут иметь меньшую тару, приходя-
пассажирское место, и обеспечивают уменьшение расходов

по эксплуатации поездов.

Первые вагоны с несущими стенками и рамой длиной 19,3 м были построены
Мытищинским заводом в 1928 г. для пригородных электрифицированных
железных дорог.
Фиг. 467. Общий вид металлического пассажирского некупейного вагона
постройки 1946— 1948 гг. (первого выпуска)

Фиг. 468. Общий вид металлического пассажирского некупейного вагона
с гофрированной обшивкой

Фиг. 469. Общий вид металлического почтового вагона
Таблица 56

Технико-экономические характеристики металлических вагонов с хребтовой балкой___________________

Некупейные жёсткие вагоны

Наименование параметра	Единица измерения	первого вы- пуска (пост- ройки 1946-  1948 гг.)	второго ВЫ- 1 пуска (пост- ройки 1948 г.)
Тара		т	54	54
Грузоподъёмность 			—	—
Количество спальных мест:			
а) пассажирских		—	60	60
б) служебных		—	2	2
Тара на одно место		ml мест	0,9	0,9
Коэффициент населённости . . .	мест! пог.м	2,45	2,45
Нагрузка от оси на рельсы . . .	т	16,0	16,0
Тележки		—	Челюстные	
Система отопления 		—	Водяное со змеевиковым котлом и нижней раз- водкой труб	
Изоляция 		—	Альфоль	
Вентиляция 		—	Дефлекторы ЦАГИ и приточная вентиляция с подачей воздуха до 4 С00лс8/час	

		Багажный вагон	Почтовый вагон	Мягкий вагон с четырёхмест- нымн купе
ретьего выпуска (постройки  1949—1950 гг.)	четвёртого вы- пуска (постройки 1950—1952 гг.)			
55,5	55,5—56,5	50,2	54	57
—	—	20	16	—
58	58	—	—	32
2	2	8	10	2
0,96	0,975	—	—	1,78
2,37	2,37	—	—	1,31
16,4	16,6	17,6	17,6	15,5
	Бесчелюстные		Челюстные или бесчелюстные	Бесчелюстные
Водяное с	котлом с водяной рубашкой		и верхней разводкой труб	
Мипора		Альфоль	и мипора	Мипора
Дефлекторы ЦАГИ и при- точная венти- ляция с по- дачей воздуха 5 500 м*/час	Дефлекторы системы Чесно- кова и приточ- ная вентиляция с подачей воздуха  5 500 м*!час	Дефлекторы ЦАГИ или системы । Чеснокова	Дефлекторы ЦАГИ или си- стемы Чес- нокова и при- точная вен- тиляция	Дефлекторы системы Чесно- кова и приточ- ная вентиляция с подачей воздуха  5 000 м*/час

ПАССАЖИРСКИЕ ВАГОНЫ
Таблица 57

Технико-экономические характеристики металлических вагонок без хребтовых балок

Наименование параметра	Единица измерения	Жёсткие купейные вагоны длиной 23,6 м			Мягкий вагон с четырёхмест- ными купе пост- ройки 1950— 1952 гг.	Вагоны-рестораны		Жёсткий купей- ный вагон длиной 21,4 м
		постройки 1948- 1949 гг.	постройки 1949 —  1950 гг.	постройки 1950 - 1952 гг.		постройки 1949 г.	постройки 1951 — 1952 гг.	
Тара 	  Количество мест:	tn	48	52—54	56-57	58	50	60	41,5
а) спальных		—	38	38	38/34*	32	56***	48 ♦♦♦	36
б) служебных		—	2	2	2	2	——	—	2
Тара на одно место		ml мест	1,27	1,4	1,5/1,68*	1,81	0,9	1,25	1,15
Коэффициент населённости	мест/пог.м	1,55  14,0	1,55  15,0	1,55/1,37*  15,5	1,31  15,7	16,0	18,0	1,61  12,0
Нагрузка от оси на рельсы .  Тележки		т	С продольными рессорами	Челюстные	Бесчелюст- ные	Бесчелюстные	С продоль- ными рес- сорами	Бесчелюстные	ЦВТК
Система отопления 	  Изоляция 			Водяное с кот- лом нижнего горения  Ипорка	Водяное с рованным ki него горениг разводкой	модернизи- отлом ниж-  1 и верхней труб**  Ипорка	Водяной ко- тёл с водяной рубашкой	Котёл ниж- него горе- ния и плос- кими радиа- торами И	Котёл с водяной рубашкой и верх- ней разводкой труб  порка	Водяное по типу вагонов длиной 20,2 м  Пробка
Вентиляция	  .	.		Дефлекторы Кукук	Дефлекторы Кукук и приточная вентиля- ция с подачей воздуха 1 700 м3/час		Дефлекторы Кукук и приточная вентиляция с подачей воздуха 2 300 мл!час	Дефлекторы Кукук	Дефлекторы Кукук и приточ- ная вентиляция с подачей воздуха 2 ЗСО м3/час	Дефлекторы Кукук

♦ В числителе значения без радиокупе, в знаменателе—с радиокупе.

*♦ Часть вагонов, построенных с 1951 г., имеет типовые котлы с водяной рубашкой.

*** Для вагонов-ресторанов указано количество мест для обедающих.

МЕТАЛЛИЧЕСКИЕ ПАССАЖИРСКИЕ ВАГОНЫ

СЛ

W
544	пассажирские вАгдны

----------------------------------------------------------------

Первый опытный металлический вагон длиной 25,2 м с цельноне-
сущим кузовом для поездов дальнего следования построен в 1935 г., а в 1939 г.
было построено ещё несколько вагонов длиной 25 м дальнего следования и
областного сообщения. Опыт постройки 25,2- и 25-ai некупейных вагонов по-
казал, что для размещения диванов необходимой длины и ширины, а также
сохранения нормальных размеров 1 коридоров и проходов между диванами
длина пассажирского вагона, построенного по габариту 1-В, не должна пре-
вышать 23,6 м. Поэтому отечественные заводы начали строить с 1946 г.
металлические некупейные вагоны с цельнонесущими кузовами длиной 23,6 м
и наружной шириной 3,106 м. При такой ширине вагона имеется возможность
делать стенки вагонов толщиной 90 мм с хорошей изоляцией.

Фиг. 470. Общий вид металлического багажного вагона

В целях унификации все остальные типы пассажирских вагонов (жёсткий
купейный, мягкий, вагон-ресторан, почтовый и багажный) строятся также
длиной 23,6 м.

Фиг. 471. Общий вид жёсткого металлического пассажирского купейного вагона
длиной 23,6 м (без хребтовой балки) постройки 1948 г.

На железных дорогах СССР эксплуатируются в настоящее время сле-
дующие конструкции пассажирских металлических вагонов:

1)	вагоны длиной 23,6 м с хребтовой балкой: а) жёсткие некупейные
постройки 1946—1948 гг. (фиг. 467), 1948, 1949, 1950 гг. с плоскими боковы-
ми стенками и постройки с 1951 г. с гофрированной обшивкой боковых
стенок (фиг. 468); б) почтовые (фиг. 469); в) багажные (фиг. 470); г) мягкие
вагоны с четырёхместными купе; д) модернизированные жёсткие некупейные
вагоны постройки 1946—1948 гг. В модернизированных вагонах заменены
тележки, переделаны отопление, водоснабжение, упругие площадки и тормоз;

1 Нормальные размеры внутреннего устройства пассажирских вагонов, установ-
ленные долголетней практикой отечественных железных дорог, см. Технический спра-
вочник железнодорожника, т. 6. Трансжелдориздат, 1952, стр. 637 — 638.
2)	вагоны длиной 23,6 м без хребтовой балки: а) жёсткие купейные по-
стройки 1948 г. (фиг. 471), 1949, 1950, 1951, 1952 гг.; б) вагоны-рестораны
постройки 1949 г. и с 1951 г.; в) мягкие с четырёхместными купе постройки
1950—1952 гг.;

3)	жёсткие купейные вагоны длиной 21,4 м без хребтовых балок и с вин-
товыми стяжками (фиг. 472). Таких вагонов имеется незначительное количество.

Фиг. 472. Общий вид металлического пассажирского купейного вагона длиной 21,4 м
(без хребтовой балки)

Технико-экономические характеристики металлических вагонов с хреб-
товой балкой приведены в табл. 56.

Технико-экономические характеристики металлических вагонов длиной
23,6 м и 21,4 м без хребтовых балок указаны в табл. 57.

4.	КСНСТРУКИИИ МЕТАЛЛИЧЕСКИХ ПАССАЖИРСКИ
ВАГОНОВ С ЦЕЛЬНОНЕСУЩИМИ КУЗОВАМИ

Элементы конструкций первых металлических вагонов с цельнонесущими
кузовами (длиной 25,2 и 25 м) имели завышенный вес.

Уточнение расчётов, применение новой технологии постройки вагонов
и освоение отечественной металлургической промышленностью производ-
ства новых сортов проката помогли вагоностроительным заводам в начале
четвёртой пятилетки создать и освоить в серийном производстве бо-
лее совершенные конструкции металлических вагонов. Введение дуговой,
стыковой и точечной сварки, а также новых профилей привело к созданию труб-
чатой конструкции кузова вагона, в которой три основных элемента — рама,
боковые стенки и крыша — так связаны между собой, что образуют
тонкостенную жёсткую оболочку. Такие конструкции оправдали себя
в самолётостроении и судостроении. Внешняя оболочка трубчатой конструк-
ции состоит из металлической листовой обшивки пола, боковых стенок и
крыши, которые образуют поперечное сечение кузова, по очертанию прибли-
жающееся к прямоугольнику с закруглёнными углами. Тонкостенная внешняя
оболочка кузова трубчатой конструкции подкрепляется продольными (стрин-
герами) и поперечными (шпангоутами) рёбрами жёсткости. Наличие стринге-
ров и шпангоутов уменьшает свободную поверхность листовой обшивки и по-
вышает её устойчивость. В последнее время продольные рёбра жёсткости за-
меняются продольными гофрами.

Расстановка стоек боковых стенок находится в тесной связи с размерами
окон. Потолочные дуги целесообразно располагать друг от друга на сравнитель-
но небольшом расстоянии (350—725 мм), а расстояние между поперечными
балками рамы и стойками боковых стенок берётся равным 550—1 100 мм.
В противном случае сравнительно тонкая обшивка крыши (1,5—2 мм) выпучи-
вается и коробится.

35 Вагоны
На фиг. 473 изображён кузов металлического некупейного жёсткого ва-
гона первого выпуска. Каркас кузова состоит из продольных рёбер жёсткости—
стержней (стрингеров) и поперечных замкнутых колец жёсткости (шпангоутов),

/2

г ;

Фиг 473. Кузов металлического некупейного жёст-
кого вагона первого выпуска:

1—балка пола; 2— обшивка пола; 3—промежуточная по
перечная балка рамы; 4—хребтовая балка; 5—нижняя обвязка;
6 — обшивка боковой стенки; 7—стрингер боковой стенки;
8—стойка; 9—верхняя обвязка; 10—дуга крыши; //—обшив-
ка крыши; 12—стрингер крыши

составленных из поперечных
балок пола /, стоек боковых
стенок 8 и дуг крыши 10.
Тонкостенная внешняя ме-
таллическая оболочка кузова
с вырезами для оконных и
дверных проёмов с помощью
сварки прикрепляется к
шпангоутам и стрингерам.

Все продольные стержни
неразрезные и проходят по
всей длине вагона. В местах
прохода продольных стерж-
ней через поперечные балки
в последних сделаны вырезы.

В зависимости от места
расположения стержни имеют
различные сечения: средний
стержень рамы — хребтовая
балка изготовляется из двух
двутавров № 30с или 30а;
стержни нижней обвязки
имеют зетобразное сечение
100 X 75 X 6,5 мм. Стержни
верхней обвязки состоят из
сочетания зетобразного про-
филя 50 X 70 X 34 х 4 мм
- и углового профиля 57х60х
X 4 мм. В вагонах первого

выпуска продольные стерж-
ни крыши (9 шт.) и боковой стенки (5 шт.) имеют зетобразное сечение
40 X 30 X 2 мм. Поперечные кольца (шпангоуты) расположены с каждой
стороны оконного проёма и образуются поперечной балкой пола 1 зетобраз-
ного (с отгибом вниз верхней полки) сечения 25 X 63 X 85 X 44 X 3 мм,
стойки 8 зетобразного сечения 44X 70 X 50 X 4 мм и дуги с зетобразным сече-
нием 50x65 х 35 X 3 мм.

В вагонах последних выпусков стойки 8 имеют сечение 37 X 55 X 50X
Х4 мм, что позвЪляет улучшить изоляцию стоек. Между шпангоутами рас-
положены промежуточные поперечные балки, имеющие такое же сечение, как
и поперечные балки, входящие в шпангоуты.

Шкворневые балки с замкнутым сечением имеют горизонтальные листы
шириной 540 мм и толщиной 12 мм и вертикальные листы переменной высоты
толщиной 10 мм.

Боковые стенки в местах примыкания к ним шкворневых балок уси-
лены двумя дополнительными стойками зетобразного сечения 40 X 70 X
Х50 х 4 мм, идущими от нижней обвязки до оконного проёма. В тамбурах
у дверных прсёмов поставлены мощные дверные стойки и вставлены перего-
родки с вырезами для торцевых дверей.

Лобовые стенки вагона состоят из вертикальных противоударных стоек
двутаврового сечения J\fb 24в, буферного бруса и горизонтально располо-
женного швеллера № 20, соединяющего вертикальные стойки над торцевой
Дверью.

Толщина листов обшивки пола, продольных и лобовых стенок принята 3 мм,
а крыши 2 мм. Концевые перегородки сделаны из листов стали толщиной 3 мм
и штампованных стоек зетового профиля.
Фиг. 474. По-
перечное се-
чение кузова
С хребтовой
балкой и
гофрирован-
ными стен-
ками

Ч'иг. 475. Консольная часть рамы металлического вагона
с хребтовой балкой

КОНСТРУКЦИИ МЕТАЛЛИЧЕСКИХ ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ	547
Соединение элементов кузова выполнено дуговой и точечной сваркой или
электрозаклёпками. У вагонов первых выпусков с гладкими стенками наруж-
ная обшивка при сварке сильно коробилась; в местах расположения стрин-
геров со стороны деревянной обшивки зимой наблюдалось появление росы
или инея. Поэтому начиная со второй половины 1950 г. все пассажир-
ские вагоны с хребтовыми балками строятся с гофрированными стенками
и подоконными поясами (фиг. 474). Подоконные пояса и гофры обеспечи-
вают необходимую прочность и жёсткость боковой стенки и, кроме того,
позволяют снизить вес кузова, улучшить условия для укладки изоляции
и в связи с удалением стрингеров ликвидировать «тепловые мостики» и очаги
образования коррозии. Гофрирование боковых стенок делает вагон более
красивым.

В металлических пассажирских вагонах с хребтовой балкой рама
(фиг. 475) в консольных частях имеет два буферных бруса 1 (из швеллера
№ 30); буферный брус усилен горизонтальным листом 2, угольником 3 и
специальными подкосными листами 4 с планками 5 и диафрагмами 6. Рама
имеет также две шкворневые балки 7, три промежуточные поперечные бал-
ки 3 (фиг. 473) и продольную (хребтовую) балку 8 (фиг. 475).

Стальные отливки 9, установленные по концам хребтовых балок, объе-
диняют передние упорные угольники и розетку автосцепки. Стальная отливка
10 объединяет в одну деталь оба задних упорных угольника. Между задними
упорными угольниками автосцепки и шкворневыми балками хребтовая балка
усилена нижним горизонтальным листом 11, приваренным к нижним полкам
двутавров.

Для усиления надпятникового места рамы в местах пересечения шквор-
невых и хребтовых балок вклёпаны стальные надпятниковые отливки 12.

Расстояние между вертикальными стенками хребтовых балок принято
350 мм, что позволяет установить между упорными угольниками съёмные за-
щитные накладки 13. Накладки 13 прикрепляются к хребтовой балке заклёп-
ками. Приваренные к верхним полкам хребтовых балок планки /Услужат для
ограничения перемещения поглощающего аппарата автосцепки.

5.	КУЗОВА МЕТАЛЛИЧЕСКИХ ВАГОНОВ БЕЗ ХРЕБТОВЫХ
БАЛОК

Цельнонесущий кузов купейного вагона (без хребтовых балок) со-
стоит из элементов рамы, боковых и лобовых стенок, концевых перегородок,
пола и крыши. В купейных вагонах в отличие от некупейных поперечные балки
пола, стойки и дуги не располагаются в одной плоскости, так как перегородки,
разделяющие вагон на купе, поперечные балки и дуги крыши, образуют внутри
вагона жёсткие диафрагмы, заменяющие основные шпангоуты вагона.

Каркас кузова (фиг. 476) состоит из нижней 1 и верхней 5 обвязок, стоек 4
боковых стенок и поперечных балок 2 из швеллеров сечением 140x50x4 мм и
140x60 X 7 мм. Нижняя обвязка, она же боковая балка рамы, выполнена из
уголка специального проката толщиной 18 мм с закруглённым углом. Верхняя
обвязка 5 и стойки 4 имеют корытообразный профиль размером 60х38х4жл.
В этом кузове хребтовые балки из швеллеров размером 260 X 90 X 10 X 14 мм
установлены только в консольных частях рамы между буферными брусьями
и шкворневыми балками, поэтому для придания жёсткости раме на попереч-
ные балки 2 (между шкворневыми балками) уложена гофрированная обшивка
пола 3 толщиной 1,5 мм и высотой гофров 30 мм.

Каркас боковых стенок обшит металлическими листами 6 и 7 толщиной
2,5 мм в подоконной части и 2 мм в надоконной части и в междуоконных про-
стенках. В боковых стенках стрингеры заменены гофрами высотой 14 мм. Для
придания большей жёсткости продольным стенкам к наружной обшивке при-
клёпаны надоконный карниз 8 и подоконный пояс 9.

Обрешётка крыши купейного вагона образована дугами 11 корытообраз-
ного сечения размером 60 X 38 X 4 мм, шестью продольными разрезными
стрингерами 16 полого сечения и двумя неразрезными стержнями 15 полу-
круглого сечения радиусом г = 20 мм. Нижняя обвязка крыши 10 корыто-
образного сечения размером 60 X 38 х 4 мм. Обшивка 12 крыши между стерж-
нями 10 и 15 имеет толщину 3 мм;

между стрингерами 15—16 обшивка 13	_

выполнена толщиной 1,5 мм. Обшив- \ \	\	\

ка крыши скреплена с боковыми стен-
ками продольными планками 14, по-
ставленными на заклёпках.

Рама вагона без хребтовой балки
(фиг. 477) состоит из двух боковых
балок 1 (нижние обвязки боковых сте-
нок), двух буферных брусьев 2 из
швеллера № 30, двух поперечных ба-
лок 3, двух коробчатых шкворневых
балок 4, сваренных из горизонталь-
ных листов (верхнего и нижнего) тол-
щиной 14 мм, и двух вертикальных
толщиной 10жлг, двух коротких вста-
вок хребтовых балок 5 и швеллера
№ 26 для установки упряжных уст-
ройств автосцепки и мощных консоль-
ных блоков, состоящих из раскосов,
усиленных горизонтальными полками.

Ударные нагрузки от автосцепки
и буферов через консольную часть
передаются гофрированному полу и
боковым стенкам кузова. В попереч-
ном направлении боковые балки 1
связаны восемнадцатью балками 6
коробчатого сечения 140x50x4 мм
и 140 X 60 X 7 мм. Гофрированный
лист, прикреплённый к поперечным 6
и шкворневым 4 балкам, заменяет
стрингеры, воспринимает значитель-
ные вертикальные нагрузки и удар-
но-тяговые усилия и придаёт диа-

Фиг. 476. Поперечное сечение кузова
вагона без хребтовой балки

тональную жесткость кузову, т. е.
увеличивает сопротивляемость вагона

скручиванию.

К поперечным балкам 6 большего размера’(140 X 60 х 7 мм) подвеши-
вается подвагонное оборудование (генераторы, аккумуляторные ящики и т. д.).

Фиг. 477. Рама вагона без хребтовой балки
Для предохранения от телескопирования кузов имеет мощные
лобовые стенки и концевые перегородки. Концевые стенки имеют дверные
стойки из двутавра № 24; угловые стойки из штампованного профиля толщи-
ной 4 мм; промежуточные стойки из уголка сечением 40 X 60 X 5 мм; дуги из
уголка сечением 133 X 84 X 4 мм и верхние обвязки из уголка сечением 40х
X 80 X 8 мм. Снаружи лобовая стенка покрыта стальным листом толщиной
2,5 мм.

Концевые перегородки изготовлены из стоек сечением 40 х'40 X 5 мм
и металлической обшивки толщиной 2,5 мм.

6.	ВНУТРЕННЯЯ ОБШИВКА, ПЕРЕГОРОДКИ И ИЗОЛЯЦИИ
МЕТАЛЛИЧЕСКИХ ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ

В кузовах с гладкой наружной обшивкой стенки изнутри обиты фанерой
толщиной 10 мм, а потолок толщиной 4—6 мм. Для укрепления внутренней
обшивки и размещения изоляции к металлическим стойкам, обвязке и стрин-
герам прикреплены деревянные бруски, к которым шурупами прикреп-
ляется фанера. Пол покрыт столярными плитами толщиной 19 мм и лино-
леумом толщиной 3,6 мм.

У некупейных вагонов с хребтовой балкой и гофрированными боковыми
стенками внутренняя обшивка стенок над окнами и под окнами делается из
столярной плиты толщиной 19 мм, а в простенках между окнами из 10-jo
фанеры. Крыша и подшивной потолок обиты фанерой толщиной 4 мм. Перего-
родки между купе делаются из столярной плиты толщиной 25 мм.

Стенки уборных, кроме фанеры и столярных плит, до половины высоты
покрываются листовой сталью и окрашиваются эмалевой краской; полы вы-
ложены метлахскими плитками, уложенными на слой бетона.

Стенки тамбуров и котельного отделения изнутри обшиваются стальным
листом. В котельном отделении под стальную обшивку укладывают листы ас-
беста толщиной 5 мм и настилают полы из рифлёной стали.

Перегородки котельного отделения делаются двойными из металлических
листов (алюминий или сталь). В наружном обшивочном листе, чтобы
противодействовать нагреву стенок, делают отверстия для циркуляции
воздуха.

В вагонах современной постройки стенки и перегородки оклеены линкру-
стой, а в вагонах предыдущих выпусков отделаны шпоном из светлого дуба.
Подшивной потолок оклеивается тканью и окрашивается. На фиг. 478 показан
поперечный разрез ограждений кузова металлического вагона.

У мягких вагонов ^ хребтовой балкой боковые стенки обшиты фанерой
толщиной 10 мм.

У вагонов без хребтовой балки (фиг. 479) стенки покрыты фанерой толщи-
ной 8—10 мм, крыша — 5 мм, подшивной потолок — 6 мм, пол из столярных
плит толщиной 20л<ж, а перегородки —толщиной 20—25лгж. Потолки окрашены
белой краской, а перегородки и внутренняя обшивка отделаны шпоном из
светлого дуба.

Вагоны с хребтовой балкой, построенные до середины 1950 г., имеют тер-
моизоляцию из 10 слоёв альфоля, уложенного по стенкам, крыше и полу. До
укладки альфоля внутренняя поверхность стальной обшивки грунтовалась и
покрывалась пергамином, чтобы устранить возможность соприкасания альфоля
со стальными частями кузова. Полки стоек, дуг и балок пола, обращённые
внутрь кузова, изолировались полосами войлока толщиной 10—12 мм. Второй
слой пергамина перекрывал войлочные полосы. Опыт эксплуатации вагонов,
изолированных альфолем, показал, что листы альфоля разрушаются от меха-
нических воздействий (тряска, соударение), сернистых газов и влаги, прони-
кающих внутрь изоляции. Пергамин сильно впитывает влагу, которая вызы-
вает интенсивное ржавление стальной обшивки. В последнее время перга-
мин у наружной обшивки не ставится.
Одним из средств предохранения внутренней поверхности стальной
обшивки от коррозии является очистка поверхностей обшивки и частей каркаса
до металлического блеска, тщательная шпатлёвка всех неплотностей, двукрат-
ная окраска свинцовым суриком на натуральной олифе.

Ограждения, изолированные альфолем, обладают незначительной тепло-
устойчивостью. В связи с тем, что изоляция из альфоля обладает многими не-
достатками, пассажирские вагоны современной постройки изолируются ми-

кропористыми материалами, получив-
шими название мипоры и ипорки.

Фиг. 479. Поперечный разрез огражде-
ний кузова жёсткого купейного вагона
без хребтовой балки:
/—изоляция; столярная "плита; 3—лино-
леум; 4-—фанера

Фиг. 478. Поперечный разрез ограждений
кузова металлического вагона с хребтовой
балкой:

/—обшивка пола; 2—изоляция; 3—столярная пли-
та; линолеум; 5— асбест; 6—брусок; 7—фанера

Мипора и ипорка получаются химической обработкой формалина и моче-
винной кислоты. Мипора и ипорка имеют низкий коэффициент теплопро-
водности (Х = 0,027	0,045 ккал/м час °C), малый объёмный вес (15 — 40 кгЛи3),

они не горят и не подвергаются гниению. Однако мипора и ипорка обладают
значительной гигроскопичностью. Перед постановкой изоляции на вагон ми-
пора (ипорка) разрезается на плиты, размеры которых точно соответствуют
объёмам соответствующих ячеек в каркасе кузова и обвёртываются пароне-
проницаемыми материалами — перфолем или пластикатом № 239, стыки
которых склеиваются специальным клеем. Пластикат № 239 является более
качественным материалом, чем перфоль.

Перед укладкой мипоры в пакет для улучшения изоляционных качеств
широкие плоскости плит покрываются альфолем толщиной 0,04 мм. Тща-
тельно уложенные пакеты мипоры в ячейки кузова сверху покрываются гид-
роизоляционным слоем из рубероида или пластикатов.

Стойки, дуги, балки и другие элементы каркаса кузова изолируются техни-
ческим войлоком, обвёрнутым в перфоль или в другой какой-либо паронепро-
ницаемый пластикат. Стыки перфоля заклеиваются. Пакеты с войлоком при-
клеивают к стойкам и другим элементам каркаса битумным клеем.
Вагоны без хребтовых балок длиной 23,6 м изолированы и поркой ,а длиной
21,4 м—пробковыми плитами толщиной 12 — 25>иле. В наших климатических
условиях для размещения изоляции из мипоры или ипорки толщина стенки
должна составлять 90—100 мм. Постановка соответствующей изоляции и паро-
непроницаемых экранов под деревянной обшивкой предохраняет от появле-
ния конденсата на деревянной обшивке стенок, пола и потолка, а также про-
никновения влаги в толщу изоляции. Во избежание появления росы или инея
на внутренней поверхности ограждений кузова не следует в его конструкции
допускать образования «температурных мостиков», соединяющих наружную
обшивку с металлическими деталями, располагаемыми на внутренней стенке.

7.	ДВЕРИ И ОКНА ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ

В зависимости от назначения и устройства двери бывают:

1)	входные боковые;

2)	входные из тамбура в вагон;

3)	задвижные — в торцевой стенке вагсна, в отделении отопления и вход-

ные в купе из коридора;

4) внутренние —
между отделениями и
двери уборных.

Выходные боковые
и торцевые двери там-
бура делаются массив-
ными с обвязкой из
дуба или ясеня с дере-
вянной обшивкой и на-
ружной металлической
обшивкой в нижней
части. В верхней части
двери ”устраивается оди-
нарное окно, защищён-
ное металлическими ре-
шётками. Более целесо-

образную конструкцию

имеют стальные штампованные боковые двери, которые
получают распространение в металлических вагонах.

На фиг. 480 изображена входная тамбурная
дверь жёсткого купейного металлического вагона
длиной 23,6 м без хребтовой балки, а на фиг. 481
входная боковая дверь пассажирского вагона с де-
ревянным кузовом.

Двери из тамбура в вагон делаются более лёгки-
ми, чем входные. Стальная обшивка у таких дверей
имеется только со стороны тамбура. В металлических
вагонах эти двери делаются из двух слоёв столяр-
ных плит.

Задвижные двери подвешиваются на роликах,
укреплённых на двери: ролики перекатываются по
рельсу. Внизу двери направляются угольником,
прикреплённым к полу, двери в торцевых стенках и
котельного отделения обшиваются с обеих сторон
листовой сталью. Задвижные двери в купе (фиг. 482)
обычно со стороны купе имеют зеркало, а со стороны
коридора—филёнку, оклеенную линкрустом.

Внутренние двери в уборных делаются навесны-
ми одностворчатыми. На фиг. 483 изображена дверь
уборной жёсткого некупейного металлического вагона.

Фиг. 480. Входная там-
бурная дверь жёсткого
купейного вагона
Все двери снабжаются замками и ручками. Ручки задвижных дверей
делаются откидными.

Окна пассажирских вагонов имеют двойные рамы. В вагонах с деревян-
ными кузовами оконные рамы опускаются между наружной и внутренней

обшивками. В металлических вагонах с хребтовой балкой фрамуга окна
открывается на петлях внутрь вагона (фиг. 484), а в вагонах без хребтовой
балки фрамуга окна (фиг. 485) поднимается вверх особым механизмом, при-
водимым в движение вращением ручки, установленной на боковой стенке
кузова.

Окна и фрамуги должны быть так уплотнены, чтобы не допускалось про-
текания дождевой воды и проникновения влажного воздуха из вагона в между-
Фиг. 483. Дверь уборной жёсткого некупейного
вагона
Разрез no ВВ

Фиг. 484. Окно с металлической7армировкой вагона
с хребтовой балкой

554	\	ПАССАЖИРСКИЕ ВАГОНЫ
оконное пространство. Для удаления влаги из междуоконного пространства
необходимо в наружной раме окон иметь небольшие отверстия диаметром
5—6 мм.

В металлических вагонах с хребтовой балкой первых выпусков окна имеют
рамы деревянной конструкции, а в вагонах современной постройки — де-
ревянные рамы, армированные декапированной сталью.

Разрез по 65

Фиг. 485. Окно вагона без хребтовой балки

В металлических вагонах длиной 23,6 м без хребтовых балок наружные
рамы окон изготовляются из алюминиевого сплава, а внутренние делаются
деревянными.

Оконные проёмы снаружи иногда ограждают параванами (щитками),
установленными на шарнирах. Назначение параванов — защищать от по-
падания через окна пыли. В вагонах с кондиционированием воздуха окна не
открываются и параваны становятся излишними.

8. ВНУТРЕННЕЕ ОБОРУДОВАНИЕ ПАССАЖИРСКИХ
ВАГОНОВ

На фиг. 486 показан поперечный разрез пассажирского отделения не-
купейного вагона длиной 23,6 м. Два поперечных дивана 1 расположены внизу,
а над ними — две откидные спальные полки 2 и багажные 3. Нижние диваны
в вагонах современной постройки имеют ящики (рундуки) 5 для хранения ве-
щей пассажиров и постельных принадлежностей. Верхние поперечные пол-
ки 2 подвешены на петлях и могут подниматься и закрепляться в наклонном
положении. Под полкой 2 укреплено зеркало 10.

Между поперечными диванами у окон расположен столик 6.

Нижний продольный диван 7 имеет два боковых сиденья и складную
откидную часть, которую можно укрепить под окном в виде столика.

Верхняя продольная полка 8 висит на тягах, между которыми постав-
лена решётка, ограждающая оконное стекло. Над спальной полкой 8 разме-
щена продольная багажная полка 9. Для подъёма на верхние спальные пол-
ки имеются лестницы 4.
Четырёхместное купе жёсткого вагона длиной 23,6 м изображено на
фиг. 487. В этом купе нижние два дивана 1 имеют рундуки, (которые

Фиг. 486. Поперечный разрез пассажирского отделения
некупейного вагона

занимают только часть пространства под диваном, а другая, свободная, часть
предназначена для обуви. В нерабочем положении верхние спальные полки 2
откидываются вверх и закрепляются защёлками.
Над каждой верхней спальной полкой расположены багажные сетки 3,
поддерживаемые кронштейнами, изготовленными из алюминиевого сплава.

Под потолком коридора устроена ниша 5 для размещения багажа. Между
диванами у окна расположен столик 4; на стенках и перегородках укреплены
откидные пепельницы.

Фиг. 488/Сбщий вид купе мягкого вагона с хребтовой балкой

В металлических вагонах без хребтовой балки мебель, также как и стенки,
изготовлена из столярных плит и фанеры. В вагонах последних выпусков стен-
ки и мебель оклеиваются линкрустом.

/На фиг. 488 изображено четырёхместное купе мягкого металлического ва-
гона с хребтовой балкой. Между перегородкой и нижним диваном 1 оставлен
промежуток шириной 130 мм для более удобного расположения одежды.
Верхняя спальная полка 2 может подниматься вверх и закрепляться ав-
томатически защёлкой в поднятом положении. Для удобного сидения пасса-
жиров предусмотрены спинки 3.

Фиг. 489. Жёсткий диван
с подъёмной спинкой

Фиг. 4Г0. Мягкий диван
(^подъёмной спинкой

Отделение для проводников в металлических вагонах обычно имеет диван
с рундуком, верхнюю полку, подоконный столик, полку для одеял, шкаф для
белья, распределительный щит электростанции, щиток для включения осве-
щения и вентиляции, пускорегулировочный реостат двигателя вентилятора.
В мягких вагонах отделение проводников оборудуется, кроме того, шкафом
с мойкой, шкафом для аптечки и звонковой сигнализацией.
На фиг. 489 изображён разрез деревянного дивана с подъемной спин-
кой вагона длиной 20,2 м. Обвязка дивана делается из дуба. Подъемные
спинки диванов закрепляются в горизонтальном положении откидными метал-
лическими пальцами, откидными кронштейнами или натяжными подвеска-
ми. Конструкция мягкого дивана вагона с деревянным кузовом показана
на фиг. 490.

Внутреннее оборудование уборной состоит из унитаза, умывальника, зер-
кала, мыльницы, туалетной полочки, вешалок, пепельницы и светильника.
Для снабжения водой умывальника и унитаза имеются водяные баки. Умы-
вальные чаши и унитазы делаются фаянсовыми или стальными, покрытыми
эмалью. Выводная труба из унитаза (фановая) не должна быть направлена на
ходовые части. Пол уборной имеет уклон для стока воды и спускную трубку.

|9. ВОДОСНАБЖЕНИЕ

Все пассажирские вагоны имеют самотечную- систему' водоснабжения,
только металлические некупейные вагоны первого выпуска оборудовались
пневматическим водоснабжением, которое при модернизации этих вагонов
заменяется самотёчным водоснабжением.

Схема самотёчного водоснабжения некупейного металлического "вагона
изображена на фиг. 491.

Фиг. 491. Схема самотёчного водоснабжения некупейного вагона

В уборной некотловой части расположены два водяных бака / и 2 общей
ёмкостью 550 л, а в другой уборной установлен малый бак 3 ёмкостью 80 л.
Баки 1 и 2 соединены между собой и с малым баком 3 трубой 8 диаметром 2*.
Под баками установлены поддоны 4 и 5 для сбора влаги, осаждающейся на
стенках бака при наполнении последних холодной водой. Из поддона 5 влага
отводится через трубу 6 в сливную трубу 7 умывальной чаши. Баки заполняют-
ся водой с крыши через воронку 9 или снизу через наливные трубы 10, располо-
женные с обеих сторон вагона. На концах труб 10 установлены головки соедини-
тельных рукавов 11 для присоединения шланга от водоразборной колонки.
Малый бак снабжён водомерным стеклом 12 с кранами 23 и 24. Бак 1 снабжён
вестовой трубой.

При заполнении системы водой воздух из неё удаляется через малый бак
и воздушную трубу 28, соединённую с расширителем.

Вода к кранам умывальников 14 и клапанам унитазов 15 (включаемым при
нажатии педали 16) подаётся по вертикальным трубам, которые в случае не-
обходимости отключаются запорными вентилями 19, 20, 21 и 22. Малый бак
отключается от больших с помощью вентилей 17 и 18. Вентиль 13 открывается
только для наполнения водяной коробки 29 котельного отделения. Излишки
воды из коробки 29 удаляются через сливную трубу 30. Спускные краны 25,
26 и 27 служат для слива воды из всех верхних баков.

Промывной клапан 3 (фиг. 492) открывает доступ воды в унитаз при на-
Фиг. 492. Унитаз с промывным
механизмом

жатии педали 4, которая одновременно через систему рычагов открывает ковш I
водяного затвора унитаза. По прекращении нажатия на педаль рычаги про-
мывного механизма противовесом 2 возвращаются в первоначальное поло-
жение.

В жёстких купейных и мягких металлических вагонах без хребтовой
балки, так же как и в вагонах с деревянными кузовами, запас воды находится
в двух баках, установленных в уборных.
Каждый бак снабжает водой умывальник
и унитаз одной уборной.

В багажных вагонах водяные баки
для унитазов и умывальников расположе-
ны в коридорах под потолком, против
уборных. Водяная коробка котельного
отделения, унитаз и умывальник одной
уборной снабжаются водой из бака ём-
костью 200 л, а в противоположном конце
вагона для обслуживания водой другой
уборной установлен бак ёмкостью 170 л.

В почтовом вагоне один бак большего
объёма (250 л) расположен под потолком
коридора против купе спецсвязи и второй
меньшей ёмкости (80 л) — в уборной.
Баки соединяются между собой трубой
диаметром 2*, от которой отводится труба
к запасному баку котельной. Унитаз,
умывальник и душевая лейка в уборной
снабжаются водой из малого бака.

В вагонах-ресторанах современной

постройки ((фиг. 493) имеется по две самостоятельных установки для снаб-
жения холодной и горячей водой уборной и кухни с буфетным отделением.

В котловом конце вагона установлен специальный водоподогреватель 2,
соединённый трубопроводом с баками для горячей воды 3 и холодной 4.
Ёмкость каждого бака составляет 150 л. Баки 3 и 4, расположенные под
крышей, соединены между собой трубой. Наполнение системы водоснабжения
котлового конца производится через головки наливных труб 5 и 6 или через
воронку 7 с крыши вагона.

К умывальнику котлового конца через кран 13 от бака 4 подводится
холодная вода, а через кран 14 от бака 3 горячая вода.

В кухне вагона-ресторана расположен бак 16 для холодной воды на 600 л,
бак 17 для горячей воды ёмкостью 200 л и водяная коробка 18. Для нагрева
воды коробка 18 устанавливается в плите. Коробка 18 соединена трубопрово-
дами с баком 17. Пополнение воды в баке 17 производится из бака 16 через тру-
бопровод.

Наполнение водяных баков кухни производится через воронку 19 с кры-
ши или снизу от гидравлической колонки через наливные трубы с голов-
ками 20 и 2/.

Горячая вода к кранам моек 28 поступает из коробки 18 через нагреватель-
ный змеевик 34 шкафа 33.

Для снабжения пассажиров кипятком в вагонах предусматривают сле-
дующие нагревательные устройства: самовары, электрические кипятильники,
кипятильники периодического действия без запасного бака для воды, кипя-
тильники периодического действия с запасным баком для воды и кипятиль-
ники непрерывного действия1.

1 Конструкции кипятильников всех систем, применяемых в металлических ваго-
нах, подробно описаны в книге Г. А. Казанский, А. А. Косарев,
С. Ф. С а м о х в а л о в, Г. М. У р ю п и н. Устройство и ремонт цельнометал-
лических пассажирских вагонов. Трансжелдориздат, 1952.
Фиг. 493. Система водоснабжения вагона-ресторана современной построикйГ

ПАССАЖИРСКИЕ ВАГОНЫ

/_Котёл водяного отопления; 2—водогодогреватель; 3—бак для горячей воды; 4—бак для холодной воды котлового конца вагона; 5 и 6 —головки труб для
наполнения водой баков 3 и 4', 7 — воронка для заполнения с крыши баков 3 и 4; 8-кран для отключения бака 3 от бака 4\ 9-вентиль для спуска
вгды из водоподогревателя: 10 — водопробный краник бака 3\ // — водопробный краник бака 4\ 12 — термометр; /J-кран холодной воды умываль-
ника; 14 — кран горячей воды умывальника; 15—гидрометр; 16-бак для холодной воды; /7—бак для горячей воды; /8—водяная коробка в плите для
нагрева воды; 19 — воронка для заполнения баков кухни с крыши вагона; 20 и 21 — головки труб для заполнения баков кухни из-под вагона;
22—кран соединения бака для горячей воды /7 с коробкой 18 в плите: 23—обратный кран бака /7; 24—кран для пополнения воды в баке /7 из бака 16}
25—водомерное стекло бака /7: 26 - водомерное стекло бака 16’, 27 - вентиль для заполнения мойки холодной водой; 28—кран для заполнения мойки
горячей водой; 29-кран для спуска воды из коробки /8; 30—патрубок для наполнения водой коробки 18 через воронку; 31— кран для отбора горячей
воды из коробки /8; 32—кран для отбора горячей воды; 88-шкаф с подогревом; 34 — нагревательный змеевик шкафа 88; 35—термометр; 36— душ
10.	ТАМБУРЫ И ПЕРЕХОДНЫЕ ПЛОЩАДКИ

обязательно внутрь ва-

Фиг. 494. Откидная пло-
щадка металлического
вагона

По концам кузова пассажирских вагонов устраиваются закрытые пло-
щадки, называемые тамбурами. Тамбур имеет боковые двери для входа в ва-
гон. Двери подвешиваются на петлях и открываются
гона. В торцевой стенке для сообщения с рядом
стоящим вагоном устанавливается задвижная
дверь, подвешенная на роликах.

Для входа в вагон у боковых дверей тамбура
устраиваются подножки со ступеньками. В ме-
таллических вагонах все подножки имеют откид-
ные площадки. Откидная площадка (фиг. 494)
поднимается при стоянках у низких платформ;
уровень высоких платформ совпадает с уровнем
пола тамбура вагона, поэтому откидную площад-
ку поднимать в этом случае не требуется. В от-
крытом (вертикальном положении) площадка удер-
живается замком 2, прикреплённым к тамбурной
двери. На площадке расположен поручень 1.
При открытой тамбурной двери после открытия
фиксатора, закрепляющего площадку в горизон-
тальном положении, площадка под действием пру-
жины, расположенной в кожухе 4, автоматически
поднимается.

Для перехода из вагона в вагон на буферном
брусе шарнирно укрепляются переходные фарту-

ки из рифлёной стали. Фартуки в вагонах с деревянными кузовами ограж-
даются перилами, укреплёнными на торцевой стенке кузова, и гармониками
из брезента или кожи. Металлические вагоны оборудованы упругими пло-
щадками (см. фиг. 328), описанными в главе XII. Гармоника и фартук, как
и в вагонах с деревянными кузовами, образуют закрытый коридор для пере-
хода из вагона в вагон.

11.	ПУТИ СНИЖЕНИЯ ТАРЫ ВАГОНОВ

В решениях XIX съезда КПСС предложено при конструировании новых
машин добиваться снижения их веса при улучшении качества. Эта директива
должна найти отражение и при постройке новых вагонов, а также при
модернизации старых вагонов.

Современные вагоны железных дорог СССР обладают более высокой проч-
ностью, чем вагоны прежних лет постройки. В новых вагонах материал в
основном распределён в соответствии с действующими на него усилиями,
поэтому способность вагона противостоять разрушению значительно возросла.

Однако современные металлические пассажирские и грузовые вагоны об-
ладают завышенным весом и имеются возможности уменьшить их тару без
снижения прочности.

Элементы консольных частей кузова и рамы металлических вагонов сле-
дует рассчитывать на определённую нагрузку, по достижении которой они
должны деформироваться и поглощать излишнюю энергию удара. Излишняя
жёсткость кузова завышает его вес. Значительное снижение тары без умень-
шения прочности металлических вагонов достигается широким применением
полых балок, легированных сталей, сплавов лёгких металлов и пластмасс.

Детали из лёгких сплавов могут иметь самые разнообразные формы. Лёг-
кие сплавы в пассажирских вагонах целесообразно применять для обшивки
перегородок, изготовления дверей, рамок переходных гармоник, багаж-
ных полок, станин сидений, вентиляторов, осветительной арматуры, частей
отопления, табличек, пепельниц, кранов и тому подобных деталей.

Прочность, малый вес и другие .положительные качества пластмасс по-
зволяют применять их для снижения веса во' многих конструкциях. Пласт-

36 Вагон ы
массы с успехом могут заменить не только лёгкие металлы, но и дерево и сталь.
В пассажирских вагонах пластмассы применяются для изготовления вентиля-
торов, табличек, ручек, арматуры уборных, задвижных дверей и т. п.

Из цинковых сплавов рекомендуется изготовлять арматуру умывальни-
ков и других деталей уборных.

Следует учитывать, что коррозия металлов является особенно опасной
для лёгких профилей и тонкой обшивки. Для борьбы с коррозией внутрен-
ние поверхности металлической обшивки и других элементов каркаса ку-
зова покрываются свинцовым суриком на натуральной олифе, а наружные
поверхности — красками. Применение легированных сталей позволяет
уменьшить вес конструкции вследствие повышенной их прочности и анти-
коррозийной стойкости.

Повышение коррозиеустойчивости лёгких сплавов достигается шлифов-
кой, полировкой, травлением и лакировкой поверхностей.

При хорошей защите от коррозии гофрированного пола отпадает
надобность в хребтовой балке (на участке между шкворневыми балками)
в вагонах с цельнонесущими кузовами и тем самым существенно сни-
жается их вес.

Важнейшим средством облегчения вагона является тщательный расчёт
всех его частей.

12.	РАСЧЁТ ЦЕЛЬНОНЕСУЩЕГО КУЗОВА

Общие предпосылки расчёта. Цельнонесущий кузов вагона представ-
ляет собой коробчатую тонкостенную оболочку, подкреплённую с внутренней
стороны набором продольных и поперечных элементов жёсткости и имеющую
жёсткие концевые поперечные диафрагмы. Поперечное сечение оболочки обычно
имеет прямоугольное очертание с закруглениями в верхних углах; боковые
стенки имеют прямоугольные оконные и дверные проёмы.

Фиг. 495. Схема цельнонесущего
кузова

Фиг. 496. Схема распределения напря-
жений в среднем сечении кузова от
действия вертикальной нагрузки

Оболочка жёстко связана с подкрепляющим набором при помощи сварки,
чем достигается их совместное воспринятие действующих на вагон усилий
подобно коробчатой балке.

Расчёт цельнонесущего кузова нельзя производить по методу разделения
действующей нагрузки между рамой и боковыми стенками, как это делалось
при рассмотрении кузовов вагонов с несущими стенками, так как результаты
такого расчёта весьма приближённо отражают действительную картину на-
пряжённого состояния кузова и не позволяют использовать его рациональные
свойства, заложенные в самой схеме конструкции.

Для уяснения исходных положений нижеизлагаемого расчёта рассмотрим
условия загружения и напряжённого состояния кузова как целой конструк-
ции, не выделяя рамы и боковых стенок в самостоятельные элементы.

Весь кузов представляет собой коробчатую балку с тонкими стенками, ле-
жащую на двух опорах-пятниках (фиг. 495). Предположим, что поперечное
сечение кузова симметрично относительно вертикальной оси и направление рав-
нодействующей вертикальной нагрузки совпадает с осью симметрии сечения,
чем обеспечивается симметричная деформация сечения (фиг. 496, а).

В этом случае кузов вагона деформируется как балка под действием по-
перечного изгиба, т. е. в среднем сечении верхние волокна—элементы крыши и
надоконных поясов — сжимаются, а нижние волокна — элементы рамы и
подоконные пояса — растягиваются. Испытания металлических вагонов по-
казывают, что средние значения деформаций основных элементов поперечного
сечения кузова подчиняются линейному закону (фиг. 496,6), однако деформа-
ции волокон отдельных элементов отличаются от средних деформаций. Кроме
того, из испытаний следует, что напряжения в крайних волокнах среднего
сечения кузова оказываются больше тех, которые получаются из расчёта
кузова как монолитной балки, в момент сопротивления которой включены все
элементы поперечного сечения.

Фиг. 497. Эпюра напряжений тонкой подкреплённой
оболочки при сжатии и изгибе

Исследования работы плоских тонкостенных подкреплённых оболочек как
на сжатие, так и на изгиб в их плоскости показывают, что тонкий лист непол-
ностью втягивается в совместную деформацию с подкрепляющими элементами,
а лишь частично и степень его участия уменьшается по мере удаления от про-
дольного подкрепляющего элемента. На фиг. 497 схематично показаны эпюра
напряжений при сжатии и изгибе тонкой подкреплённой оболочки в случае,
когда тонкий лист неполностью втянут в работу всего сечения (сплошная ли-
ния), и эпюра напряжений, построенная в предположении работы всего сече-
ния как одного целого (пунктирная линия С—С). Такое явление в сжатых зо-
нах тонких оболочек при отсутствии начальных искривлений листов имеет
место в процессе возрастания нагрузки вследствие перехода начальной плоской
формы равновесия листа к криволинейной и особенно в резкой форме прояв-
ляется при наличии начальных неровностей, неизбежных в условиях изготов-
ления конструкции. В растянутых зонах оболочки явление неполной работы
тонкого листа также имеется, но только вследствие начальных искривлений.

Неполным участием листов обшивки в работе всего сечения главным об-
разом и объясняется увеличение напряжений в элементах кузова по сравнению
с напряжениями, подсчитанными для случая, когда сечение кузова прини-
мается монолитным.

Существенное влияние на общее напряжённое состояние кузова оказы-
вают местные деформации отдельных элементов его сечения. Особенно харак-
терно местные деформации проявляются в напряжённом состоянии продоль-
ных элементов рамы кузова.

Так как часть статической нагрузки кузова, состоящая из веса внутрен-
него оборудования и пассажиров, непосредственно приложена к нижней
плоскости оболочки, т. е. к листу, связывающему элементы рамы, и передаёт-
ся в основном через последние на остальные элементы кузова, естествен-
36*
но, что продольные элементы рамы получают как бы два вида деформаций:
ро-первых, имеется поперечный изгиб от непосредственно приложенной на-
грузки и прогиб их относительно нижнего контура боковых плоскостей кузова,
во-вторых, деформации продольных элементов рамы в результате участия их
в общей деформации кузова как целой коробчатой балки. Результирующая
эпюра напряжений в среднем сечении хребтовой балки металлического ваго-
на изображена на фиг. 496, в.

Значительное увеличение напряжений происходит вследствие местного
изгиба поясов боковой стенки кузова у оконных и дверных проёмов, располо-
женных в сечениях действия больших перерезывающих усилий.

Учитывая изложенные явления, советские специалисты-вагонники разра-
ботали метод расчёта кузовов металлических вагонов, позволяющий до-
статочно точно оценить действительное напряжённое состояние.

Созданию этого метода предшествовало изучение опыта теоретических и
экспериментальных исследований в области советского самолётостроения, где
широко применяются конструкции с несущей тонкостенной оболочкой, под-
креплённой продольными и поперечными элементами жёсткости, и анализ
опытных исследований прочности металлических вагонов, построенных со-
ветскими заводами.

Расчёт продольных элементов рамы от вертикальной нагрузки. В со-
ответствии с разобранными условиями работы кузова расчёт начинается
с рассмотрения деформаций продольных элементов рамы под действием
приложенной к раме вертикальной нагрузки от веса внутреннего обору-
дования и полезной нагрузки с учётом вертикальной динамической на-
грузки, величины которых указаны в главе IV.

Расчётная схема рамы кузова при наличии не более 5—6 поперечных
балок между шкворневыми принимается в виде системы перекрёстных ба-
лок, свободно опёртых на контур стен и шарнирно связанных между собой.
При большем числе поперечных балок продольные элементы рамы целе-
сообразно рассматривать как балки, лежащие на упругом основании, жёст-
кость которого определяется жёсткостью поперечных балок. Если при этом
имеются отдельные поперечные балки, обладающие относительно большей
жёсткостью (например шкворневые балки), то они вводятся в расчётную
схему как дополнительные упругие опоры. Контур боковых и торцевых
стенок в рассматриваемых расчётных схемах принимается недеформирую-
щимся.

При определении геометрических параметров сечений элементов рамы,
подверженных изгибу, наряду с сечением элементов набора учитывается часть
листов плоской1 обшивки шириной, равной двадцати её толщинам (с каждой
стороны шва приварки обшивки к элементу набора).

Для упрощения расчёта вертикальную нагрузку, действующую на раму,
обычно принимают равномерно распределённой и симметричной по длине
и ширине вагона.

Метод расчёта рамы как системы перекрёстных балок рассмотрен выше,
поэтому здесь рассмотрим только расчёт рамы с большим числом поперечных
балок и мощной продольной (хребтовой) балкой, состоящей из двух продоль-
ных элементов применительно к конструкции строящегося в настоящее время
советскими заводами металлического пассажирского вагона.

В настоящее время строятся также металлические пассажирские вагоны, рамы
которых на длине между пятниками не имеют хребтовых балок или каких-либо дру-
гих продольных элементов набора. В «том случае жёсткость пола при изгибе его
вертикальной нагрузкой на участках между поперечными балками определяется исклю-

1 При гофрированной обшивке с направлением гребня волны гофра вдоль рамы
в сечение элемента продольного набора с каждой его стороны включается 0,35 сво-
бодной ширины гофрированного листа между элементами продольного набора. В случае
двух параллельно деформирующихся продольных элементов (например хребтовая
балка из двух отдельных профилей) гофрированный лист между ними вводится цели-
ком в сечение этих элементов (по 0,5 свободной ширины гофрированного листа для
каждого продольного элемента).
чительно жёсткостью сечения металлического листа обшивки. Лист обшивки выпол-
няется гофрированным с направлением гребней волн вдоль вагона.

Точный расчёт гофрированного листа пола при отсутствии продольных элементов
набора и относительно гибких элементах поперечного набора приводит к рассмотре-
нию деформации заделанной по контуру прямоугольной ортотропной пластинки, лежа-
щей на сплошном упругом основании (поперечных элементах набора) с переменным
коэффициентом постели х.

При относительно жёстких поперечных балках расчёт гофрированного листа с до-
статочной для практики точностью может быть сведён к рассмотрению участка листа
между соседними поперечными балками как прямоугольной жёстко заделанной по кон-
туру (у боковых стенок и соседних поперечных балок) ортотропной пластинки, нагру-
женной вертикальной нагрузкой 2.

В том случае, когда к листу пола приложена равномерно распределённая на-
грузка, допустимо участок гофрированного листа между соседними поперечными балками
рассматривать со свободными краями вдоль стенок вагона и заделанными у попереч-
ных балок. Иначе говоря, задача сводится к рассмотрению балки с двумя заделками
и равномерно распределённой нагрузкой в пролёте. Сечением балки в данном случае
является всё поперечное сечение гофрированного листа пола. Ввиду большой слож-
ности первых двух способов расчёта гофрированного листа пола как анизотропной
пластинки иногда ограничиваются последним элементарным способом, учитывая воз-
можную погрешность в определении напряжения на случай неравномерного распреде-
ления нагрузки путём соответствующего увеличения коэффициента запаса прочности.

Продольный элемент рассматривается как балка на упругом основании
с опорами по концам 3. Мощные поперечные элементы (шкворневые балки)

вводятся в расчётную схему
как дополнительные упругие
опоры. Расчётная схема про-
дольного элемента рамы как
балки на упругом основании
и упругой опоре изображена
на фиг. 498, а.

Упругость основания оп-
ределяется как обратная ве-
личина прогиба условной по-
перечной балки от единичной
нагрузки, приложенной в
месте примыкания продоль-
ного элемента. Под услов-
ной поперечной балкой по-
нимается балка, обладающая
жёсткостью, равной погонной

<0

~-а —



luiiiimiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiniiiaiii



Фиг. 428. Расчётная схема продольного элемента
рамы

жёсткости всех поперечных балок, образую-

щих упругое основание.

Погонная жёсткость сечения условной поперечной балки определяется
по формуле

„ г п

ж = EI кгсм,
'-к

(561)

где п — число поперечных балок в раме за вычетом принятых за допол-
нительные опоры и концевых (буферных брусьев);

LK — длина рамы в см\

I — момент инерции сечения одной поперечной балки с учётом выше-
указанной части плоского листа обшивки рамы в см*',

Е — модуль упругости в кг1см2.

Коэффициент упругости основания для случая приложения двух еди-
ничных сил к поперечной балке длиной Ь на расстоянии с от опоры
(фиг. 498, в) определяется по формуле

1	С. Г. Лехницкий. Анизотропные пластинки, 1 £48, стр. 154.

2	Там же, стр. 146.

3	Расчёт балок на упругом основании см. А. А. Уманский. Специальный
курс строительной механики. ОНТИ, 1935.
Предполагая общую нагрузку на раму равномерно распределённой
по всей плоскости рамы, интенсивность эквивалентной нагрузки, прило-
женной к продольной балке, получим из рассмотрения эквивалентной
поперечной балки, лежащей на четырёх жёстких опорах и загруженной
равномерно распределённой нагрузкой. Средними опорами поперечной
балки служат продольные балки и, следовательно, реакции этих опор
(с обратными знаками) являются нагрузкой для продольных балок. Интен-
сивность этой нагрузки определяется формулой

_ Pb*k

Ч — 24 LK ж

г	г^\

4-2-^ + ^ кг/см,
о о4 b* I

(563)

где Р — общая нагрузка на раму в кг.

Помимо указанной нагрузки, на раму действуют реакции пятников 2Л,
которые в принятой расчётной схеме приложены к упругим опорам (4А озна-
чает нагрузку от кузова на тележки).

Для решения принятой расчётной схемы упругие опоры удаляются и
действие их на балку заменяется неизвестными усилиями, которые опре-
деляются из условия равенства прогиба продольной балки прогибу упру-
гой опоры.

Обычно жёсткость сечения продольного элемента (хребтовой балки)
в консольных частях несколько отличается от жёсткости его средней части
(между силами /?), однако без существенной погрешности можно считать
жёсткость этого элемента постоянной, равной жёсткости средней части Е1Х.

Общие выражения изгибающего момента /И, поперечной силы Q, про-
гиба у и угла поворота у' продольного элемента в зависимости от концевых
значений (начальных параметров) тех же величин Л40, Qo, £/0, у$ и дей-
ствующей нагрузки могут быть написаны по методу начальных параметров
в следующем виде:

м = м.л,х + втх +	стх +	D„, + £ В„

Q = - 4mM0Dmx + Q0Amx +	Bmx + Cmx+RAm (x_a>

ky = — 4tn2M0Cmx — 4tnQ0Dmx + (— q + ky0) Amx +

+ ^Bmx-4/nKDm(x_.a) + q

ky' = —4 tn3MQBmx — 4m2Q0Cmx — 4m(~q + ky0) Dmx +

+ kyQ Amx — 4m2RCm (x-a)

(564)

f

(последние члены в каждом выражении учитываются только для х> а).
В приведённых выражениях принято1:

т )/ 4Е1Х

, о sin zch z + cos zsh z „ sinzshz
i, = cos z ch z; u, =---------------; C. =----s---

z	z	2	2

_ _sinzchz — coszshz

uz ~	4—

где z = mx, или m(x— a).

1 Значения коэффициейтов Az — D2 находятся по таблицам (например
А. А. Уманский. Специальный курс строительной механики, часть 1, ОНТИ, 1935).
В принятой схеме начальные параметры yQ = 0 и Л40 = 0, a Qo
и у0 неизвестны. Последние определяются из условий

при * =	Q=0 и у' =0.

Эти условия приводят к следующей системе уравнений для опреде-
ления Qo и yQ:

(М lk — ~ В lk С ьк RA (Ьк \ = 0

т— Щ fn — т* т—	т\ — ^)	(566)

— 4zn2Q0C ьк +4tnqD ьк + kyQA ьк —4m2RC [ьк \ = 0
т—	т—	т—	т -а)

При известных начальных параметрах выражение прогиба продоль-
ного элемента над упругой опорой имеет вид

У*=° = - Qo Dma + ^Bma + -q-(l- Ата).	(567)

Прогиб упругой опоры находится обычными приёмами сопротивления
материалов.

Величина реакции R (усилия взаимодействия продольного элемента
с упругой опорой) определяется из следующего равенства прогибов:

Ух=а = Ур,	(568)

где У# — прогиб упругой опоры.

При найденном значении R определение напряжений в продольном
элементе и в упругой опоре производится по обычным формулам сопро-
тивления материалов для изгиба балок. При этом для изгибающего
момента и поперечной силы продольного элемента используются выраже-
ния (564).

Определение напряжений в среднем сечении кузова. После того как напря-
жения в продольных элементах рамы от вертикальной нагрузки, непосредст-
венно приложенной к раме, найдены, можно перейти к определению напряже-
ний в среднем сечении кузова, где изгибающий момент имеет наибольшее
значение.

В этом случае в качестве расчётной вертикальной нагрузки принимаются
вес брутто кузова и динамическая нагрузка. Динамическая нагрузка опреде-
ляется при помощи формулы (45), а полезная нагрузка принимается такой же,
как и в рассмотренном выше расчёте рамы, но при наиболее невыгодном
для конструкции её распределении, создающем наибольший изгиб в среднем
сечении. Действующая вертикальная нагрузка принимается в том виде, как
она есть в действительности, т. е. в виде сосредоточенных сил или распределён-
ной по длине, так как в этом случае упрощения в распределении нагрузки,
применявшегося при расчёте рамы, не требуется.

Кроме поперечной вертикальной нагрузки, при расчёте среднего сечения
учитывается изгиб и растяжение от тягового усилия, равного 80 т и прило-
женного по оси автосцепки. Боковые нагрузки на кузов учитываются путём
увеличения на 10% напряжений в элементах боковой стенки, полученных
в этом расчёте от вертикальной статической нагрузки.

Определение напряжений в среднем сечении кузова производится как
для балки, лежащей на двух опорах-пятниках (см. фиг. 495), по формуле

М Т

а =	+	(569)

где Мс — изгибающий момент в среднем сечении кузова от вертикальной
и продольной нагрузок за вычетом изгибающих моментов, вхо-
дящих в сечение продольных элементов рамы, определённых при
расчёте рамы на вертикальную нагрузку;
1С — момент инерции среднего сечения кузова относительно горизон-
тальной нейтральной оси;

z—расстояние от нейтральной оси сечения до рассматриваемого
волокна;

Тх—тяговое усилие;

Fc — площадь среднего поперечного сечения кузова.

Момент инерции и площадь поперечного сечения кузова определяются
с учётом частичного участия тонкого листа в работе всего сечения. Это
достигается введением так называемых редукционных коэффи-
циентов.

В технической литературе1 редукционным коэффициентом называют отношение
среднего напряжения в обшивке (высота прямоугольника, равновеликого площади
криволинейной эпюры сжимающих напряжений по сечению обшивки) к напряжению
в соосном элементе подкрепляющего набора

аср

? = ст ’ ’

и стр

где — средние напряжения в обшивке;

астр— напряжения в элементе набора.

На практике редукционный коэффициент часто выражают и через другие пара-
метры, например, через приведённую ширину обшивки, приведённую площадь сечений
обшивки и др. Так, например, если действительную площадь, ограниченную кривой
изменений напряжений сжатия, заменить такой равновеликой площадью, которая
имела бы средние ординаты, равные напряжению в элементе набора (см. фиг. 497),
то получим

F общ аср = Fправ zcmp>
откуда
zcp __________________________________ прав

zcmp	Fобщ

где F0fai — полная площадь сечения обшивки;

Fпри9—приведённая площадь сечения обшивки.

Так как отношение площадей сечения листов может быть выражено отношением их
ширины при одинаковой толщине или отношением толщины при одной и той же ширине,
то величину редукционного коэффициента можно определить одним из следующих
отношений:

_ аср FnpUB  ЪПрив  ЬПрив
астр	?общ $

где Ъприв и В — приведённая и полная толщина сбшивки;

bприв и b — приведённая и полная ширина обшивки.

В вагоностроительной практике принято выражать редукционный коэффи циент
отношением приведённой ширины обшивки к общей её ширине.

Определению величины редукционного коэффициента посвящено большое количе-
ство теоретических и экспериментальных исследований. Многочисленные исследования
ЦАГИ над авиационными конструкциями показали, что наиболее точные значения
приведённой ширины обшивки и редукционного коэффициента дают следующие выра-
жения2:

Ьпри.= 1,981/_L_ ;
' астр

где Е —модуль упругости, а остальные значения те же, что и выше.

Исследования ЦНИИ и НИБ напряжённого состояния оболочки металлического
агона показали, что вследствие технологических искривлений обшивки величина
редукционного коэффициента в 2 — 3 раза меньше подсчитанной по приведённым фор-
мулам.

1 См., например, В. М. Стригунов, Расчёт металлических фюзеляжей на
прочность. Труды Центрального научно-исследовательского гидродинамического ин-
ститута (ЦАГИ), 1939.

2 Редукционный коэффициент по этим формулам находят способом последователь-
ных приближений.
ЦНИИ и НИБ рекомендуют при определении геометрических параметров
сечения кузова вводить только часть плоского листа, непосредственно примы-
кающую к продольным элементам сечения, шириной, равной двадцати его тол-
щинам с каждой стороны шва приварки к продольному элементу1.

Напряжения, полученные при таком расчёте кузова для продольных эле-
ментов рамы, суммируются с напряжениями, найденными при расчёте рамы
от вертикальной нагрузки.

При определении напряжений в сжатых элементах продольного набора
оболочки кузова учитывается коэффициент продольного изгиба. Для опреде-
ления гибкости в этом случае элемент продольного набора рассматривается
как стержень с шарнирными закреплениями по концам, имеющий длину, рав-
ную расстоянию между элементами поперечного набора. Момент инерции этого
стержня определяется для сечения брутто относительно центральной оси, па-
раллельной плоскости обшивки, причём в сечение брутто входит также выше-
указанная часть листов обшивки. Устойчивость крыши в целом проверяется
формулой (418), как для прямоугольной пластины, подкреплённой рёбрами.

Устойчивость листов обшивки проверяется формулами (415) и (418). При
этом сжимающие напряжения в листах принимаются равными напряжениям
соответствующих элементов продольного набора, а лист обшивки считается
свободно опёртым по контуру.

После расчёта указанным способом среднего сечения производят про-
верку и других поперечных сечений боковой стенки.

Учёт влияния оконных и дверных проёмов на напряжения в боковой
стенке. При расчёте боковой стенки металлического пассажирского вагона
учёт дополнительного изгиба надоконных и подоконных поясов и простенков,
вызванный действием по-
перечных усилий, производит-
ся двумя способами. Первый
способ как более элементар-
ный и наглядный обычно при-
меняется при подборе сече-
ний элементов стенки в про-
цессе проектирования ваго-
на. Этот способ заключается
в следующем. Боковая стенка
рассматривается как балка,
лежащая на двух опорах —
шкворневых балках, нагру-
женная вертикальной наг-
рузкой.

В качестве расчётной
нагрузки в этом случае при-
нимаются: вес боковой стен-
ки и половины крыши, рав-
номерно распределённый по
длине боковой стенки; по-

ловина неучтённой при расчёте хребтовой балки вертикальной нагрузки
на раму от веса внутреннего оборудования и полезной нагрузки; реакции
поперечных элементов рамы, полученные при расчёте рамы; половина ве-
са поперечных стенок с укреплённым на них оборудованием, а для концевых
стенок, включая вес буферного бруса и ударно-тяговых приборов, приложен-
ных в виде сосредоточенных сил. Учёт боковых нагрузок, как ив случае рас-
чёта среднего сечения, производится путём увеличения на 10?6 напряжений от
вертикальной статической нагрузки.

Фиг. 499. Расчётная схема и эпюры изгибающих
моментов и перерезывающих сил в боковой стенке
пассажирского металлического вагона

1 Для гофрированной обшивки с направлением гребней волн гофра вдоль вагона
редукционный коэффициент ср равен единице, а при направлении гребней волн гофра
поперёк вагона редукционный коэффициент равен нулю.
Расчётная схема боковой стенки изображена на фиг 499, а, а эпюры изги-
бающих моментов и перерезывающих сил от вертикальной нагрузки на
фиг. 499,6 ив. Боковая стенка представляет собой два широких пояса
(верхний и нижний), соединённых междуоконными простенками (стойками).
Расчёт боковой стенки ведётся в предположении, что все её элементы со-
храняют устойчивость. При определении геометрических параметров сечений

поясов и простенков учитываются все

Фиг. 500. Расчётная схема и деформации поясов
боковой стенки у оконного проёма

входящие в них элементы це-
ликом, включая обшивку, при-
чём в сечение верхнего пояса
стенки включается переходная
часть от стенки к крыше, за-
круглённая небольшим радиу-
сом. Сечение нижнего пояса
заканчивается нижним продоль-
ным обвязочным элементом.

Рассмотрим характер дефор-
маций поясов и междуоконных
простенков от действия при-
ложенных к боковой стенке на-
грузок.

Если бы верхний и нижний
пояса стенки были соединены со

стойками шарнирно в точках а
(фиг. 500), то для сохранения геометрической неизменяемости панели
стенки потребовалось бы поставить раскос, причём вертикальная состав-
ляющая осевого усилия раскоса равнялась поперечной силе в этом сечении.
Так как в действительности раскоса нет, то геометрическая неизменяемость
панели достигается жёсткостью узловых соединений поясов с простенками. Это
приводит к дополнительному изгибу поясов и простенков и соответственным
дополнительным напряжениям в них помимо напряжений, появляющихся в ре-
зультате изгиба всей стенки как единого сечения.

Характер деформаций рассматриваемой панели позволяет допустить,
что при простенках одинаковой жёсткости на изгиб в их плоскости точка
Ь является точкой перегиба поясов и лежит против середины оконного
проёма. Следовательно, дополнительный изгибающий момент Мд в сечении
по краю окна от действия поперечной силы Q в среднем сечении окна на
оба пояса составляет

Мд = QU кгсм,

(570)

где Q — поперечная сила, принимаемая по эпюре (фиг. 499, в), в кг\

12— половина ширины оконного проёма в см.

Так как оба пояса прогибаются на одинаковую величину, дополни-
тельный изгибающий момент распределяется пропорционально моментам
инерции сечений верхнего и нижнего поясов:

момент, воспринимаемый верхним поясом

Мдв = Мд- • кгсм;	(571)

* в “г * Н

момент, воспринимаемый нижним поясом

Мдн = Мд

* в "Г ‘ н

кгсм,

(572)

где Мд — дополнительный изгибающий момент, приходящийся на оба пояса,
в кгсм;

1в и 1Н — моменты инерции сечений верхнего и нижнего поясов в см*.
Наибольшие суммарные напряжения в поясах от основного и допол-
нительного изгибающих моментов для сечения / — I по краю любого
оконного проёма (см. фиг. 500) определяются следующими выражениями:
верхние волокна верхнего пояса

МНг Mdehx , 2
авв =--------1----------—- кг/см2;

*	7 в

нижние волокна нижнего пояса

МН2 , MiHh2

НН	t	j КС/СМ ,

*	1 н

(573)

(574)

где М—основной изгибающий момент в рассматриваемом сечении,
1 взятый по эпюре (см. фиг. 499, б), в кгсм;

Мдв и Мдн— дополнительные изгибающие моменты поясов, определённые
по формулам (571) и (572), в кгсм;

hr— расстояние от нейтральной оси верхнего пояса до верхних
волокон в см;

h2— расстояние от нейтральной оси нижнего пояса до нижних
волокон в см;

Н1 и Н2— расстояние от нейтральной оси всего сечения боковой стенки
до крайних волокон в см;

I — момент инерции всего сечения стенки в см*.

Дополнительные изгибающие моменты от поперечных сил имеют наиболь-
шую величину в оконных проёмах вблизи шкворневых балок, а основной из-
гибающий момент — в среднем сечении. Поэтому для определения наиболь-
ших напряжений расчёт производят для нескольких сечений боковой стенки.

При суммировании напряжений рассматриваются такие сечения, в кото-
рых дополнительный и основной изгибающие моменты имеют одинаковые
знаки. Кроме того, учитывается, что
в этих сечениях к напряжениям в
поясах, вычисляемым по формулам
(573) и (574), прибавляются напря-
жения от действия продольных уси-
лий, причём для сечений, где дей-
ствует положительный основной из-
гибающий момент, учитывается изгиб
и растяжение всего кузова от тяго-
вого усилия, а в сечениях вблизи
шкворневой балки—от сжимающего
усилия.

Междуоконные простенки рас-
считываются на изгиб в плоскости
стенки. Усилие, изгибающее просте-
нок, возникает вследствие разности

напряжений в сечениях верхнего пояса по обе стороны от простенка. С этой
целью определяются напряжения в средних сечениях верхних поясов двух
соседних окон от основного изгибающего момента, так как в этих сечениях
рассмотренный выше дополнительный изгиб отсутствует.

На фиг. 501 показана часть боковой стенки с одним простенком.
Изгибающий момент в левом сечении / — / создаёт в верхнем поясе
сжимающие напряжения, сумма которых может быть приведена к сжима-
ющей силе 7\, равной

Фиг. 501. Расчётная схема и деформации
междуоконного простенка

Т л — св Ср Fв кг,

(575)

где свср — среднее напряжение верхнего
Fe — площадь поперечного сечения

пояса в кг/см2;

верхнего пояса в см2.
Среднее напряжение в верхнем поясе составляет

ъвср = кг/см2,	(576^

* 1

где Мх — основной изгибающий момент в сечении / — /в кгсм;

h'e — расстояние от нейтральной оси всего сечения до центра тяжести
сечения верхнего пояса в см\

— момент инерции всего сечения / — /в си4.

Следовательно, сила Тл равна

Тл = ^Н’вРв = Щ^ кг,	(577)

71 11

где Sj — статический момент площади верхнего пояса относительно ней-
тральной оси всего сечения в см3.

Аналогично находится продольная сила в сечении //—// верхнего
пояса справа от простенка

тп = S2 кг.	(578)

7 2

Вследствие того, что на участке действия поперечных сил изгибающие
моменты в двух сечениях различны по величине, простенок изгибается
разностью сжимающих усилий двух рассмотренных сечений верхнего пояса,
которая в случае

1г = /2 = / и = S2 = S

равна

Q

Т = Тп-Тл = (М2-М1)^.	(579)

Более точные теоретические исследования и эксперименты показы-
вают, что междуоконные простенки деформируются с точкой перегиба Ь,
смещённой в сторону пояса, имеющего относительно меньшую жёсткость
на изгиб (см. фиг. 501).

Достаточно точно положение этой точки определяется соотношением

Ло =	Н см,	(580)

7 в “Г * Н

где Ло—расстояние от центра тяжести сечения нижнего пояса до точки
перегиба простенка в см\

И — расстояние между центрами тяжести сечений нижнего и верхнего
поясов в см.

Остальные обозначения те же, что и выше.

Обозначая расстояния от центров тяжести сечений верхнего и нижнего
поясов до ближайших кромок окна соответственно через he и /гн, изгибаю-
щ не моменты в верхних и нижних сечениях простенка составят:

мпя — Т (Н — h0 — he) кгсм ]	(-8п

Мпн = — Т — Лк) кгсм j

где Мпв и Мпн— изгибающие моменты соответственно в верхних и нижних
сечениях простенка;

Т — сдвигающее усилие в простенке, определяемое по фор-
муле (579).
Обозначив момент инерции сечения и ширину простенка соответ-

ственно через 1п и
ний в простенке:

Ьп, получим выражения для определения напряже-

One = ±	• у кг/см*

опн = + у-н • у кг/см?

(582)

Кроме нормальных напряжений, определяемых формулами (582), в этих
же сечениях листа обшивки простенка находятся касательные напряжения.
Величина последних получается путём деления сдвигающего усилия Т на пло-
щадь сечения листа обшивки. По найденным нормальным напряжениям при
расчёте поясов и простенков и касательным напряжениям для листа обшивки
в углах оконных проёмов определяются эквивалентные напряжения.

При определении эквивалентных напряжений учитывается концентра-
ция напряжения. Величина коэффициента концентрации к, зависящего от отно-
шения радиуса г закругления листа в углу оконного проёма к ширине про-
стенка Ьп, определяется по табл. 58.

Таблица 58
Коэффициент концентрации

г	0,05	0,1	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6	0,8	1,0
к	2	1,8	1,65	1,55	1,47	1,4	1,35	1,28	1,22

Указанным элементарным способом расчёта боковой стенки обычно огра-
ничиваются при подборе сечений элементов верхнего и нижнего поясов и про-
стенков в процессе проектирования вагона. Однако после того как боковая
стенка полностью закончена конструированием, производится проверочный
расчёт её более точным методом.

Фиг. 502. Расчётная схема боковой стенки металлического
пассажирского вагона

Расчётная схема боковой стенки кузова металлического вагона при рас-
чёте её от вертикальной нагрузки уточнённым методом принимается в виде без-
раскосной фермы, образованной осевыми линиями поясов и простенков. Вслед-
ствие того, что расположение нагрузки в пассажирском вагоне близко к сим-
метричному, при котором междуоконные простенки в средней части вагона
практически не деформируются, в расчёте целесообразно рассматривать только
часть фермы между концевым и ближайшим к середине вагона простенками,
считая последний абсолютно жёстким. Следовательно, задача сводится к рас-
смотрению консольной безраскосной фермы, жёстко заделанной одним концом.

Полученная таким образом расчётная схема изображена на фиг. 502,
причём приняты следующие обозначения:

Л, ^2»	• • • —расстояния между осями стоек;

И — расстояния между осями поясов:
h — высота оконного проёма;

he и hH — расстояние от осей верхнего и нижнего поясов до кро-
мок оконного проёма соответственно;

Л, ^2»	—моменты инерции сечений верхнего и нижнего поясов и

1, 2, 3-й... стоек (состоящих из сечений элементов набора
и части листов обшивки шириной, равной её двадцати-
кратной толщине с каждой стороны шва приварки листа
к элементу набора) соответственно относительно глав-
ных осей этих сечений, перпендикулярных плоскости
фермы;

Fe, FH — площади сечения верхнего и нижнего поясов соответ-
ственно, определяемые с частичным учётом ширины листа
обшивки (как и при определении моментов инерции);

Fi)F2)F3,.. — площади сечения листов обшивки простенков между
стойками;

I	IE

«• =	; ан =	 *	; £ = - — коэффициенты.

1 в ~Т~ 1 н	* в "Г * н	U

Для расчётной схемы принимается та же вертикальная нагрузка, что и
в случае расчёта боковой стенки приближённым методом. Для удобства рас-
чёта указанную нагрузку целесообразно распределить между верхним и ниж-
ним поясами фермы пропорционально их моментам инерции.

Такое распределение нагрузки вполне допустимо
элементы рамы совпадают с вертикальными стойками.

Фиг. 503. Схема нагружения поясов в случае распре-
деления нагрузок пропорционально моментам инер-
ции их сечений:

в том случае, если поперечные
В этом случае продольные уси-
лия в стойках отличаются от
действительных, что, однако,
несущественно отражается на
точности расчёта, так как
ввиду малости продольных
деформаций стоек изменение
усилий в них практически не
влияет на величину осталь-
ных внутренних усилий без-
раскосной фермы. В самих же
стойках эта неправильность
легко устраняется при опре-
делении в них напряжений.
Если стойки фермы не нахо-
дятся в одной плоскости с

л—действительная схема нагружения панели стенки; б—схема,
учитываемая в расчёте боковой стенки; в—дополнительная
схема расчёта участков поясов

поперечными элементами ра-
мы, указанное распределе-
ние является приближённым.

При этом необходимо участки
поясов со значительной местной нагрузкой (практически к таким участкам отно-
сится пояс, расположенный над смещённой в сторону оконного проёма шкворневой
балкой) дополнительно рассчитывать на перенесённые нагрузки. В последнем расчё-
те можно принимать приближённую расчётную схему верхнего и нижнего поясов
в виде балок длиной, равной длине оконного проёма, заделанных по концам и

нагруженных сосредоточенными силами, равными перенесённым на верхний пояс
частям усилий, передаваемых поперечными элементами рамы. Направление этих уси-
лий на верхнем поясе противоположно направлению перенесённого усилия, а на
нижнем поясе с ним совпадает (фиг. 503). Полученные при этом дополнительные
напряжения в поясах должны быть сложены с напряжениями, определёнными для
этих участков поясов безраскосной фермы от усилий, распределённых между поясами

пропорционально их моментам инерции.

При нагрузке/ распределённой между поясами пропорционально их мо-
ментам инерции, принятая расчётная схема безраскосной фермы имеет нулевые
значения изгибающих моментов в сечениях стоек, расположенных от осей поя-
сов на расстояниях, также пропорциональных их моментам инерции.

Определение внутренних усилий в элементах безраскосной фермы обычно
производится методом сил строительной механики, причём за лишние неиз-
вестные принимаются группы поперечных усилий в двух соседних стойках,
приложенных в сечениях нулевых значений изгибающих моментов, располо-
женныхотосей поясов на расстояниях, пропорциональных моментам инерции
поясов. Основная система показана на фиг. 504. Как следует из фиг. 504,
действительные поперечные силы, приложенные к стойкам, в рассматриваемых
сечениях равны алгебраической сумме двух составляющих неизвестных (за
исключением крайней стойки, на которую действует только одна сила XJ.

Фиг. 504. Основная система

Фиг. 505. Эпюры изгибающих мо-
ментов от единичных неизвестных
усилий

На фиг. 505 изображены эпюры изгибающих моментов от неизвестных груп-
повых усилий, равных единице; эпюры продольных и поперечных сил не
построены, а их значения в стержнях обоз-
начены соответственно буквами N и Q.

При определении внутренних усилий
учитываются следующие деформации элемен-
тов фермы: изгиба поясов и простенков,
растяжения и сжатия поясов и сдвига про-
стенков.

Остальные виды деформаций — сдвиг
поясов и растяжение (сжатие) простенков —
как относительно малые, не влияющие на
точность расчёта, не учитываются. Дефор-
мации поясов учитываются по всей их длине;
деформации изгиба простенков принимаются
изменяющимися по линейному закону с мак-
симумами у углов оконных проёмов и нуле-
выми значениями у осей поясов (см. фиг. 505);
деформации сдвига простенков учитываются
только на участке оконного просвета. При
определении деформаций изгиба и растяже-
ния поясов и простенков считается, что из-
гибающие моменты и продольные усилия
воспринимаются элементами набора с учётом
части ширины листов плоской обшивки (двад-
цатикратная толщина листа с каждой сторо-
ны шва приварки). При определении дефор-
маций сдвига простенков предполагается, что
поперечная сила воспринимается только ли-
стами простенков.

Эпюры изгибающих моментов и попереч-
ных сил в сечениях боковой стенки в общем
случае определяются следующими формулами:

Мх = MQ — М

Qx = Qq Q

(583)

Здесь Mq и Qq — половины изгибающего момента и поперечной силы,
определяемых при рассмотрении кузова как балки на
двух опорах-пятниках;
М и Q — полусуммы изгибающих моментов и поперечных сил
во всех продольных элементах рамы, определённых
при расчёте рамы от вертикальной нагрузки.

В случае равномерно распределённой по длине кузова нагрузки, рав-
ной 4Р, выражения для Mq и Qq имеют следующий вид:

MQ = — y-х2 + Р(х — а)

ор

Qq = — 7—х + Р

(584)

где Lk — длина кузова;

а—длина консольной части кузова;

х — расстояние от конца кузова до рассматриваемого сечения.

Вторые члены в этих выражениях учитываются при х^а.

Выражения для М и Q в случае расчёта рамы как системы перекрёст-
ных балок при интенсивности равномерно распределённой нагрузки 2q на
все продольные элементы рамы имеют следующий вид:

Л1=2/?,(х-а/)-|х2

(585)

Q = ^^ — qx

где Ri — полусумма реакций продольных элементов рамы на

Фиг. 506. Эпюры изгибающих моментов
в верхнем и нижнем поясах

поперечные;

aL — расстояние от конца рамы до соответствующей поперечной
балки;

г — 1,2,3,... — порядковый номер поперечного элемента рамы,
на все реакции, расположенные по
одну сторону от рассматриваемого
сечения.

Выражения для Л4 и Q в случае
расчёта продольных элементов рамы
как балок на упругом основании
определяются формулами (564). В
частном случае двух симметрично
расположенных продольных элемен-
тов (хребтовая балка) при интен-
сивности равномерно распределён-
ной нагрузки q на каждый из них,
при двух дополнительных упругих
опорах (шкворневых балках) и при

свободном опирании концов продольных элементов на жёсткий контур
стенок выражения для М и Q имеют следующий вид:

_ Фо D   Я г* _| ^7/р гл | О

м tnmx	т2Стх+ т3 Dmx+ т Вгп<<х-а>

Q = Q0Amx—Втх + Стх + RAm ^аУ

(586)

Величины, входящие [в эти формулы, определяются выраже-
ниями (565).

Построение эпюры изгибающих моментов в принятой основной системе
от заданных нагрузок (фиг. 506) производится путём распределения общего
изгибающего момента Мх боковой стенки между верхним и нижним поя-
сами пропорционально их моментам инерции.

Перемещения сечений в основной системе, в которых приложены не-
известные усилия, от единичных значений этих неизвестных и заданной
нагрузки при учёте деформаций изгиба поясов и простенков, сжатия и
растяжения поясов и сдвига листов простенков определяются следующим
выражением:

i	i	i

- S Bl J ds+ S ет р; N, ds + 2 А Q, Q.ds...	(587)

ООО

гДе	— перемещение; индекс / указывает усилие, по направ-

лению которого отыскивается перемещение; индекс
к указывает усилие, от которого определяется
перемещение;

Мк. NJ, NKt Qit QK — соответственно изгибающие моменты, продольные и
поперечные силы в сечениях стержней основной
системы безраскосной фермы от указанных усилий.
Перемещения в основной системе от единичных значений неизвестных
по их направлению, вычисленные по формуле (587) для случая пятипа-
нельных ферм (см. фиг. 505), имеют следующий вид:
Структура полученных выражений единичных перемещений является
простой и последовательно идентичной, что облегчает подсчёты их числен-
ных значений. В случае, если расчётная схема безраскосной фермы имеет
больше пяти панелей, то дополнительные выражения единичных переме-
щений могут быть легко написаны по аналогии с выражениями (588), не
прибегая к интегрированию выражения (587).

Перемещения в основной системе от внешней нагрузки по направле-
нию неизвестных можно определить следующей формулой1:

и/ ’2	21

Г + Т ('и.< + М„ + 4М„)(- 1)'+',	(589)

и L 1 ®	* н

где Мц, М21 и Мс1 — изгибающие моменты в сечениях боковой стенки,
определяемые формулой (583), при этом обозначено:

Ми и M2i— изгибающие моменты на концах участка

Mci — изгибающий момент посредине участка /х;

i—порядковый номер панели фермы, совпадающий с но-
мером групповых неизвестных.

Определение выбранных неизвестных усилий безраскосной фермы
производится путём решения системы трёхчленных канонических урав-
нений

+ fVG ...................................=	-£51Р

£$21*1 + £$22*2 4“ £$23*3......................=	-

£$32*2 + £§33*3 + £$34*4...............=	--£$3р

£$43*3 4“ £$44*4 4- £$45*5 • • - =  £$4р
£$54* 4 4“ £$55*5 • • » = £$бр

(590)

Система" уравнений (590) имеет равные симметрично расположенные
относительно главной диагонали коэффициенты, что позволяет решение её
производить по способу Гаусса.

По найденным значениям неизвестных строятся суммарные эпюры
изгибающих моментов в поясах и простенках, поперечных сил в простен-
ках и продольных сил в поясах. Суммарные значения изгибающих момен-
тов, поперечных и продольных сил определяются формулами:

<?х = £<?,*,	Г(591)

N^^NjXj	J

Здесь обозначения те же, что и выше.

Эпюры, построенные по формулам (591), совместно с эпюрами поперечных
сил в поясах, определяемыми формулой (583), при учёте отмеченных выше схем
местного приложения нагрузок от поперечных балок к нижнему поясу позво-
ляют установить напряжённое состояние элементов боковой стенки и проверить
их устойчивость по приведённым выше формулам. При этом дополнительно
учитываются напряжения от действия продольных (сжимающих или растя-
гивающих) сил, приложенных по оси автосцепок, которые определяются так
же, как и для среднего сечения.

Концевая часть рамы металлического вагона от действующих продольных
нагрузок рассчитывается по специальной схеме, соответствующей её конструк-
ции. В эту схему вводятся только нижние продольные элементы нижнего по-
яса боковой стенки и нижние брусья лобовых стенок и то лишь в том случае,
если конструкцией рамы предусмотрена передача на них соответствующих
усилий. Остальные части боковых и лобовых стенок в этом расчёте рассматри-

1 Формула (589) является точной для случая изменения изгибающего момента
по формулам (584) и (585) и приближённой при изменении момента по формуле (586).
В тех случаях, когда к поясам в пролётах оконных проёмов приложены сосредото-
ченные силы, влияние их на перемещения учитывается дополнительно.
ваются как жёсткий контур, поддерживающий концевую часть рамы в вер-
тикальном направлении. Вертикальный изгиб рамы учитывается в случае при-
ложения усилий и расположения элементов самой рамы не в одной плоскости.

Пример расчёта рамы и боковой стенки. В качестве примера применения описан-
ного метода расчёта цельнонесущих кузовов рассмотрим основные результаты расчёта
рамы и боковой стенки пассажирского металлического вагона длиной 23,6 м.

Рама указанного вагона имеет 28 промежуточных поперечных балок, на которые
опирается хребтовая балка, состоящая из двух двутавров. При таком количестве по-
перечных элементов, безусловно, целесообразно считать хребтовую балку лежащей
на сплошном упругом основании и две более жёсткие шкворневые балки принять за
дополнительные упругие опоры.

Численные значения расчётных параметров рамы (в соответствии с принятыми
выше обозначениями) составляют1

LK=2 340 см; а = 320 см; Ь = 310 см; с= 137 см; I = 177,3 cjh<; 1Х = 12 000

п = 28 (на длине 1 700 см); = 54 000 см4; Zo = 2OOO см4; Р = 40 000 кг;
А = 12 500 кг.

Величина нагрузок принята условная (примерно соответствующая действительному
нагружению), равномерно распределённая по всей плоскости рамы.

Применяя соответствующие для данного случая расчётные формулы, получаем.*

ж = 6,132- 10е кгсм [формула (561)];

k = 5,13 кг/см2 [формула (532)];;

q = 5,46 кг/см [формула (563)];

т = 0,00267 слс—1 [формула (565)|;

А lk = — 11,3888; В LK=—5,5724; С = 0,0997

П~	т~	т~	[формулы

D LK = 2,8862; А / LK \=—3,1481; С / lk \ = 1,8322	(565)]

т ~2~	т\2~-а)	т\~2	а)

Подставляя эти величины в уравнения (566), получаем:

— 11,3888 Qo + 71 745 y'Q =— 11 395 + 3,1481 R;

— 0,02843 Qo —584 245 y'Q = — 1 683 + 0,5225/?.

Решая уравнения относительно Qo и yQ , находим:

Qo = 1018,4 — 0,28197/?;

у'0= (2831,1 —0,8805 7?) 10~6;

ух_а = 0,76445 — 0,0002159 R [формула (567)].

Упругая опора представляет собой балку переменного сечения, изменение момента
инерции наклонной части которой может быть представлено параболой вида 1Ш =
= /о + аха> на участке между силами балка имеет постоянный момент инерции. Прогиб
такой упругой опоры определится по формуле

— момент инерции относительно горизонтальной оси сечения балки на участке
между силами;

/в — то же у опоры балки.

Для рассматриваемого случая а = 2,77 и прогиб составляет:

Ур = — 0,2522 + 0,0000202 /?.

Тогда /? = 4 300 кг [уравнение (568)];

Qo = — 191,2 кг; у'0 = — 950 • 10-6.

По полученным значениям начальных параметров, коэффициентов и реакций нетруд-
но определить изгибающие моменты и напряжения в элементах рамы. Все подсчёты
сводим в табл. 59.

1 В примере шкворневая балка принята переменного сечения с моментами инер-

ции сечений для .средней части /х и у опоры /0.
Таблица 69

Напряжения в элементах рамы

Элемент	Сечение	Изгибающий момент	Величина в кгсм	Момент сопротив- ления IF в см*	Напряже- ние а в кг!см*
		Формула			
Продольный элемент (хреб- товая балка)	Посредине  Lk х== 2	— Л	— —Г	  ГП	LK "т"  m	 ftl		  m 2	2  +4z>	+^-b l .	118 800	675	176
	У упругой опоры х=а	Q0	я ky'.  m	miCma + тз^та	365 600	675	540
Упругая опо- ра (шкворневая балка)	У силы х=с	(Д - R)c	1 123 400	2 800	400
Поперечная балка	У продоль- ной балки	—(ky-q)ci'	39 000	25,4	1530

В табл. 59 Г — расстояние между соседними поперечными балками,60 см.

Боковая стенка металлическою вагона рассчитывается на действия тех же вер-
тикальных нагрузок — собственный вес кузова вместе с внутренним оборудованием и
полезной нагрузкой Ркбр = 4А = 50 000 кг.

Расчётная схема боковой стенки представляет собой пятипанельную безраскосную
ферму (см. фиг. 5l2). Численные значения параметров расчётной схемы приняты

LK = 2 340 см; = 127,9 см; 12 = 169 см;

13 = /4 = /5 = 179,5 см; Н = 221,9 см; = 88,5 см;

hH = 65,4 см; he = 68 см; а = 320 см;

/к = 36 180 см*; 1в = 40 540 см*; Л = 3 030

/2 = 9 500 см*; /8 = /4 = /б = 19 500 см*; F, = 42,4 см2;

FH = 35 см2; Fx = 10,61 см2; F2 = 16,91 см2;

F3 = F4= F5 = 23,25 см2.

Так как расчёт продольных элементов рамы произведён по схеме балок на упругом
основании, то эпюры изгибающих моментов и поперечных сил боковой стенки опреде-
ляются формулами (583), (584) и (5<к6).

Подставляя ь эти формулы найденные выше значения, получим следующие выра-
жения для из! ибающих моментов и поперечных сил боковой стенки:

Мх = — 5,34х2 + 12 5С0 (х — 320) + 72 000 Втх + 765 000 Стх +

4- 256 000 Dmx — 1 609 000 Вт{х_а};

Qx = - 10,68х+ 12 500 + 1£2 Атх + 2 040 Втх + 683 Стх- 4 290 Ат{х_ау

Вторые и последние члены этих выражений принимаются только для xJ>320 см.

Ввиду того что длина кузова больше длины основной части боковой стенки,
имеющей оконные проёмы (см. фиг. 502), значения величин на конце боковой стенки
определяются при х = х0 = 216,3 см.

После распределения эпюры изгибающих моментов пропорционально моментам
инерции поясов и очевидных вычислений по вышеприведённым формулам (588) — (591)
определяются значения неизвестных поперечных усилий в простенках (стойках фермы),
строится суммарная эпюра изгибающих моментов, продольных и поперечных сил в эле-
ментах боковой стенки. Суммарная эпюра рассмотренного случая изображена на фиг. 507.

По найденным значениям усилий и моментов определяются напряжения в основ-
ных элементах боковой стенки. Результаты этих вычислений для третьей панели бо-
ковой стенки сведены в табл. €0, в которой также произведено вычисление напряже-
ний в углах оконного проёма, указанных на фиг. 507 номерами 1 и 2.
Пример расчёта боковой стенки металлического пассажирского вагона без хреб-
товой балки изложен в «Техническом справочнике железнодорожника», т. 6, Транс-
желдориздат, 1952 г., стр. 771—773.



•М*300000

209000

М*59000 М-46000

Х—ч—тттттттг^

М>131000

I

N=-!1500

0*2730
N--6330

Q--3320
N--2250

M-^D0	м^ггзаю и^язооо м--зшюо

М-266000

М- изгибающие моменты (кг см)

N- продольные силы (Ъг)

Q - поперечные силы (для поясоВ ло середине оконных проёмоВ)

Фиг. 507. Суммарная эпюра

№258000-



*1»
_ Jttti 111II111 rrnjJ

М‘53000 м*шюЬ

Таблица 60

Напряжения в элементах боковой стенки

Элементы	Вид напряжений	Усилия	Параметры сечения	Величина напряже- ния в кг]см*
Нижний пояс'(окон- ная кромка)	Нормальные напряжения	Л1=90 ООО кгсм  W=6 380 кг	WHe =570 см*  Fн =35 см2	1=340
	Касательные напряжения	Q = 2 430 кг	/^=26 см2 (лист)	т=95
Верхний пояс (оконная кромка)	Нормальные напряжения	М. = 100 000 кгсм N = —6 380 кг	№вн=670 см*  Fe=42,4 см2	°Л2=—300
	Касательные напряжения	Q=2 730 кг	f\=30,3 смг (лист)	т=90
Оконный простенок	Нормальные на- пряжения у угла № 1	М= 162 500 кгсм	Ц7=504 сл3	аУ1=320
	Нормальные на- пряжения у угла № 2	М = 203 000 кгсм	№=504 см*	ауа=-405
	Касательные напряжения	Q=4 130 кг	F' =23,2 см2 (лист)	Тд^=180
Угол оконного проёма № 1	Эквивалентные напряжения	°Л — ]/" °Х1 +^~ху		оЭ1=460
	Напряжения с учётом концент- рации	у—= 0,08; к= 1,88; а1=каэ1		^=865
Угол оконного проёма № 2	Эквивалентные напряжения	аэ, = j/- ’у2+3'*у		аэ>=515
	Напряжения с учётом концент- рации	Г  —=0,08; K=i,88, оа=ка#		аа=970
Распределение напряжений д аредтодой

Салке от беса брутто	Среднее сечение нузода

Фиг. 508. Распределение напряжений в кузове металлического вагона с плоскими боковыми стенками

ПАССАЖИРСКИЕ ВАГОНЫ
13. ИСПЫТАНИЯ КУЗОВОВ МЕТАЛЛИЧЕСКИХ
ВАГОНОВ

Новые конструкции вагонов разрешается пускать в массовое производ-
ство и в эксплуатацию только после их всесторонних испытаний. Главным
видом испытаний кузова металлического вагона является проверка проч-
ности путём измерения напряжения и деформаций его элементов при
статических и динамических загружениях.

Измерения напряжений и деформаций производятся с помощью
рычажных тензометров, проволочных тензодатчиков сопротивления, теле-
метров омических, индукционных, струнных и др.1.

Результаты статических испытании кузовов металлических пасса-
жирских вагонов длиной 23,6 м. Испытаниям статической нагрузкой

-210(700)

Условные обозначения-
Оогон с гофрированными
стенками -------

йогой с плоскими

стенками ( ) - -

Некупейный басон
(с гоФрироОонными и
плоскими боковыми
стенками)

-Wb

42/а Купейный 0агон

65(0)

20

-750

460(1657

205

40

‘1551-130) ‘38

-7*3

—~ 720

- !55,5°

& >35(80)
-----65

--------/660

7032

‘807

~77О'

iZ5i-7ZD)

~7^!-850>

-380(3907

5%5

\х-710(585)

•Ъ50(-585)

11з(о)

350(*05)

Условные обозначения,
вагон с гофрированными стенками--

вагон с плоскими стенками ( ) х







Фиг. 509. Распределение напря- Фиг. 510. Распределение напряжений в среднем се-
жений от вертикальной нагрузки чении кузовов металлических вагонов с плоскими и
54 т в среднем сечении кузовов гофрированными боковыми стенками от продольной
металлических вагонов с плоскими сжимающей нагрузки 180 /п, приложенной по оси
и гофрированными боковыми стен-	автосцепки

ками

подвергались кузова металлических вагонов с плоской обшивкой, под-
креплённой продольным набором (стрингерами) и с гофрированными
боковыми стенками, где стрингеры заменены продольными гофрами об-
шивки.

Статические испытания производились при загружениях кузова:
1) вертикальной нагрузкой, равномерно распределённой по площади
пола, 2) продольной сжимающей нагрузкой, приложенной к автосцепкам
и к буферам в плоскости рамы, и 3) скручивающей нагрузкой, осуще-
ствлявшейся путём подъёма порожнего кузова двумя домкратами, уста-
новленными под концами шкворневых балок сначала по одной, а затем
по другой диагонали. Полуразнссть напряжений, замеренных для первого
и второго положений домкратов, соответствует напряжениям чистого

1 Н. П. Раевский. Методы экспериментального исследования механических
параметров машин. Издательство Академии наук СССР, Москва, 1952.
скручивания кузова парами сил с моментом, равным 2aR, где а — расстоя-
ние ст пятника до сси домкрата, R — половина веса кузова.

Полученное в результате статических испытаний распределение на-
пряжений в элементах конструкций кузовов показано на фиг. 508 для
кузова с плоскими боковыми стенками, а на фиг. 509 и 510—для среднего
сечения кузовов с плоскими и гофрированными боковыми стенками при
вертикальной загрузке и продольном сжатии по сси автосцепки соот-
ветственно. На фиг. 510 для сравнения показано также распределение
напряжений в среднем сечении кузова без хребтсвой балки и с гофри-
рованным полом при продольном его сжатии.

В результате испытаний статической нагрузкой установлено, что
общая прочность и жёсткость кузовов с плоскими и гофрированными
боковыми стенками соответствует требованиям расчётных норм и техни-
ческих условий. Отдельные элементы конструкций, не соответствующие
общей прочности (подкосы буферного бруса, поперечные балки рамы,
стрингеры крыши и др.), были впоследствии переконструированы.

Испытания на соударение металлических пассажирских вагонов.
Испытаниям на соударение были подвергнуты вагоны с гофрированными
стенками, причём один из них имел раму со сквозной хребтовой балкой

Фиг. 511. График изменения усилий
удара в зависимости от скорости со-
ударения вагонов

и плоским листом пола, а дру-
гой был без хребтовой балки
между пятниками и имел го-
фрированный лист пола с на-
правлением гребней волн гоф-
ров вдоль вагона.

Кроме соударения одиноч-
ных вагонов, производилось
также соударение групп —сце-
пов, до 5 вагонов в сцепе. Ско-
рости соударения изменялись
от 2 до 10 км/час.

При соударениях регист-
рировались напряжения в эле-
ментах кузова, усилия в авто-
сцепках и ускорения внутри
кузова вагона.

Полученные при испыта-
ниях усилия взаимодействия
одиночных вагонов показаны на
графике (фиг. 511). На том же
графике тонкой линией пока-
заны теоретические значения
усилий при соударении оди-
ночных вагонов, подсчитанные
по формуле (494); теоретиче-

ские значения усилии хорошо согласуются с результатами эксперимента.
Замеренные усилия при соударениях сцепов вагонов на 10— 15% больше,
чем усилия для одиночных вагонов, причём увеличение числа вагонов
в сцепе сверх 3 — 4 единиц не ведёт к дальнейшему росту усилий.

Напряжения в элементах кузовов, замеренные при соударениях оди-
ночных вагонов, приведены в табл. 61.

Результаты измерения ускорений на различных уровнях по высоте
вагона показаны на графике (фиг. 512). По длине вагона ускорения
меняются относительно меньше, чем по высоте.

Испытания вагонов на соударение показали их значительную проч-
ность. При соударениях со скоростями до 10 км/час каких-либо повреж-
дений кузовов замечено не было. Лишь при скорости 10,5 км/час у нижних
Ускорение д долях g

Фиг. 512. График изменения ускорений по высоте кузова
в зависимости от скорости соударения вагонов

Таблица 61

Напряжения в элементах кузовов в кг]см2

Скорость в км 1 час	Вагон с хребтовой балкой				Вагон с гофрированным полом			
	хребтовая балка за задними упорными угольниками авто- сцепки		j  среднее сечение кузова		хребтовая балка за задними упорными угольниками авто- сцепки		среднее сечение кузова	
	волокна		хребтовая балка	нижни й пояс боко- вой стенки	волокна		гофриро- ванный  пол	нижний пояс боко вой стенкя
	верхние	| нижние			верхние |	нижние		
2,5	50	130	60	35	70	170	80	65
4,5	130	330	—	—	150	320	—	—
6,0	670	710	350	90	470	1 070	450	360
7,0 *	900	1 000	550	200	700	1 300	600	500
8,5	1 150	1 400	—	—	900	1 600	—	—
10,0	1 250	1 550	—	—	1 100	1 900	—	—

панелей боковых стенок вагонов появились выпучины и вмятины глуби-
ной более 20 мм, однако способность кузова сопротивляться продольному
сжатию при этом практически не нарушилась.
ГЛАВА XVII

ВЕНТИЛЯЦИЯ ВАГОНОВ

1.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ КАЧЕСТВА ВОЗДУХА

Чем больше пассажиров, тем быстрее в вагоне уменьшается содержание
кислорода в воздухе, а количество углекислоты возрастает. Одновременно
с изменением состава воздуха происходит изменение его температуры от
тепловыделений человеческого организма и увеличения относительной влажно-
сти за счёт влаги, испаряющейся из лёгких и через кожу человека.

При температурах 15—30°С общее количество тепла, выделяемого челове-
ческим телом, остаётся почти постоянным, но соотношение ощутимой и скры-
той теплоты1 изменяется, как это следует из табл. 62.

Таблица 62

Количество тепла и водяных паров, выделяемых взрослым человеком

Температура сухого тер- мометра в *С	Ощутимая теплота в ккал]час	Количество выделяемого водяного пара в г/час	Скрытая теплота в ккал/час	Температура сухого тер- мометра в °C	Ощутимая теплота в ккал/час	Количество выделяемого водяного пара в г]час	Скрытая теплота в ккал/час
15	93,0	31,1	18,6	24	66,5	55,7	35,4
18	85,0	32,4	19,4	27	55,5	77,8	46,5
21	75,5	45,4	26,5	30	41,5	94,0	56,5

В теплотехнических расчётах количество ощутимого тепла, выделяемого
взрослым человеком при температуре 20°С, принимается равным 75 ккал/час,
а количество водяных паров — 40 г/час.

Выделяемое человеческим организмом тепло воспринимается окружаю*?
щей средой.

Условие, при котором создаётся полное соответствие между количеством
тепла, выделяемым организмом, и охлаждающей способностью среды, назы-
вается комфортным.

Нормальные гигиенические условия и комфорт зависят от температуры,
влажности и скорости движения воздуха. Влияние различных комбинаций
этих трёх параметров на ощущение тепла, испытываемое человеческим орга-
низмом, оцениваемся двумя характерными показателями:

1)	эффективной температурой (ЭТ) и

2)	эквивалентно-эффективной температурой (ЭЭТ).

Эффективная температура (ЭТ) учитывает сочетание тем-
пературы и относительной влажности воздуха, которые вызывают тождествен-
ные тепловые ощущения в организме человека.

1 Количество тепла, выделяемого человеком в окружающую среду конвекцией,
кондукцией и излучением, относится к явной или ощутимой теплоте, а количество
тепла, затрачиваемого человеком на испарение влаги с поверхности кожи и лёгочных
элементов, соприкасающихся с воздухом, относится к скрытой теплоте ‘или теплоте
испарения.
Эквивалентно-эффективная температура (ЭЭТ) учи-
тывает суммарное тепловое воздействие температуры, влажности и скорости
движения воздуха, вызывающих одно и то же тепловое ощущение.

На основе учения об эффективных температурах, разработанного в Рос-
сии ещё в 1884 г. инж. И. П. Флавицким, и исследований советских инженеров
и гигиенистов созданы номограммы, с помощью которых определяются тем-
пература, влажность и скорость движения воздуха, обеспечивающие ощуще-
ние комфорта и нормальные гигиенические условия для человека.

Установлено, что благоприятное влияние на организм человека оказы-
вает воздух, относительная влажность которого составляет 40—60%. Воз-
дух с относительной влажностью ниже 40% вызывает высыхание слизистых
оболочек верхних дыхательных путей, а относительная влажность воздуха
свыше 70% создаёт ощущение сырости.

Скорость движения воздуха в помещении при температуре 2СГС и влаж-
ности 40—60%, переносимая людьми без нарушения комфорта, составляет
0,15—0,30 м/сек.

В зимнее время в вагоне рекомендуется иметь температуру 20°С и относи-
тельную влажность 40—50%, а в летнее время в вагоне с холодильными уста-
новками в зависимости от температуры наружного воздуха необходимо под-
держивать следующие температуры и относительные влажности:

Температура наружного воздуха в °C............. 25	30	35	40

» внутри вагона в °C..................... 21	23	27	30

Относительная влажность внутри вагона в %	...	60	55	50	45

В вагонах без холодильных установок в летнее время скорость воздуха,
выходящего из вентиляционных каналов, допускается 1,5—2,5 м/сек.
Охлаждённый воздух, выходящий из каналов, не должен иметь скорость, боль-
шую 0,3—0,5 м/сек.

Смена воздуха, испорченного в закрытых помещениях, воздухом свежим,

Фиг. 513. Схема приточно-вытяжной вентиляции с подогревом воздуха в некупейном
металлическом вагоне

но не специально подготовленным, называется воздухообменом, или венти-
лированием помещения. В. вагонах применяется вытяжная и приточ-
но-вытяжная (с рециркуляцией или без рециркуляции воздуха) вентиляция.
Вытяжное вентилирование осуществляется устройствами, называемыми дефлек-
торами (см. фиг. 514), приточно-вытяжная — с помощью вентиляторов и
дефлекторов.

Отношение объёма воздуха, вводимого или удаляемого из вагона в тече-
ние часа, к внутренней кубатуре кузова называется кратностью об-
мена. В вагонах в зависимости от их типа, числа пассажиров и времени года
кратность обмена принимается от 6 до 20.

В последнее время в вагонах получает распространение приточно-вытяж-
ная вентиляция с предварительной обработкой воздуха, температура, влаж-
ность, чистота и количество которого соответствуют заранее принятым усло-
виям (кондициям). Этот процесс называется кондиционированием
воздуха.

На фиг. 513 показана схема устройства приточно-вытяжной вентиля-
ции с подогревом воздуха, осуществлённая в некупейных металлических
вагонах отечественной постройки.
2.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА ВОЗДУХА, НЕОБХОДИМОГО
ДЛЯ ПОДДЕРЖАНИЯ В ВАГОНЕ ЗАДАННОЙ ТЕМПЕРАТУРЫ

Когда воздух подаётся только для отопления, то количество его
должно быть таково, чтобы, охлаждаясь от температуры tn, с которой он
подаётся, до температуры te, которую нужно поддерживать в вагоне, он
выделил бы количество тепла (?, равное теплопотерям вагона.

Для определения требуемого количества воздуха G служит уравнение

Q = Gcp(tn — /в),	(592)

откуда

G = —кг/час,	(593)

где ср — теплоёмкость 1 кг воздуха, равная 0,24 ккал/кг°С.

Разделив величину G на соответствующий данной температуре вес 1 м3
воздуха получим необходимый объём воздуха в м3 для принятой тем-
пературы.

Температура tn подогретого воздуха, подаваемого в кузов вагона, не
должна превышать 25—30°.

3.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ НЕОБХОДИМОГО ВОЗДУХООБМЕНА ПО
ПРЕДЕЛЬНОЙ НОРМЕ СОДЕРЖАНИЯ В ВОЗДУХЕ УГЛЕКИСЛОТЫ

Количество углекислоты, выделяемой взрослым человеком в состоя-
нии покоя, достигает 23 л/час. Минимальная гигиеническая норма содер-
жания углекислоты в воздухе закрытых помещений жилого и обществен-
ного характера установлена 1 —1,5 л на 1 м3 воздуха, т. е. 1 —1,5%0 по
объёму. Эту норму содержания углекислоты в воздухе можно принять
и для вагонов.

В атмосферном воздухе вне городов содержание углекислоты (СО2)
составляет 0,00033 м3 на 1 м3 воздуха. В городах эта величина состав-
ляет 0,0004—0,0005 м3 на 1 м3 воздуха.

Для определения количества воздуха Ve , необходимого для одного
пассажира в 1 час, следует объём углекислоты V\, выделяемой ежечасно
одним пассажиром, разделить на разность V3 — V2, где V2 — объём угле-
кислоты в м3, содержащейся в 1 м3 свежего, вводимого в вагон воздуха,
У3 — предельно допустимое содержание углекислоты в м3 на 1 м3 воз-
духа, удаляемого из вагона.

Тогда объём воздуха Ve , который ежечасно должен подаваться на
каждого пассажира при температуре te вагона, определится из уравнения

Ve = fz м31час.	(594)

у з — у 2

Если принять = 0,023 м31час, V3 = 0,001 4-0,0015 м3 и V2 =
= 0,00033 м3, то получим

Ve = 18 4-30 м31час на одного пассажира.

Для вагонов принимается в зимнее время не менее 20 м31час воздуха
на одного пассажира. В летнее время в вагонах без холодильных уста-
новок вводится 40—60 м3!час воздуха на одного пассажира.

4.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА ВОЗДУХА, НЕОБХОДИМОГО ДЛЯ
ПОДДЕРЖАНИЯ ВЛАЖНОСТИ НА УРОВНЕ ЗАДАННОЙ ПРЕДЕЛЬНОЙ
НОРМЫ

Обозначим через:

хг— количество влаги, отнесённой к 1 кг воздушно-паровой смеси
подаваемого наружного воздуха при температуре tH, в г/кг\
х2 — то же для воздуха, удаляемого из вагона при температуре t8;
п — число источников выделения влаги (число пассажиров) в поме-
щении;

Ь — количество влаги, выделяемой одним источником, в г/час\

G—вес подаваемого или удаляемого воздуха в кг/час.

Влагосодержание воздуха, удаляемого из вагона, составляется из влаги,
приносимой в вагон приточным воздухом, и влаги, выделенной в вагоне:
Gx2 = Gxv + nb.	(595)

Из выражения (595) получаем

G = ———кг/час на вагон	(596)

х2 хг

или

G =---------кг/час на одного пассажира,

Х2 — Xi

Необходимое количество воздуха в вагоне следует принимать наи-
большим из определённых по всем трём нормам [формулы (593), (594)
и (596)].

Решая уравнение (596) относительно х2, получим

х2

Gx, + nb , nb
-------а------г‘ + -с-

(597)

Если величина влагосодержания х2, определяемая формулой (597),
окажется для выбранного значения G не ниже необходимой для соблю-
дения условий комфорта, то вводимый в вагон воздух не требует искус-
ственного увлажнения до его подачи в вагон. В зимнее время, особенно
в металлических вагонах с неисправной вентиляцией, относительная влаж-
ность воздуха может достигать 80—85%.

Содержание влаги в воздухе для различных температур при полном
насыщении приводится в табл. 63.

Таблица 63

Содержание влаги в на^ыщчщом воздухе и давление насыщенного пара
в зависимост i от температуры

Темпера- тура воз- духа в °C	Давление водяных паров в мм рт. ст.	Влагосодержание в насыщенном воздухе		Вес су- хого воз- духа в кг]м9	Т емпера- тура воз духа в °C	Давление водяны X паров в мм рт. ст.	L лаг ос одер- жание в на- сыщенном воздухе		Вес су хого виз  Духа в кг 1м9
		г/м9 1	г/кг				г 1м9 |	1 г 1кг	
+ 40	55,32	50,91	48,8	1,128	13	11,23	11,32	9,35	1 ,234
38	49,69	46,00	43,5	1,135	12	10,52	10,64	8,75	1,238
36	44,56	41,51	38,8	1,142	И	9,84	10,01	8,15	1,242
35	42,18	39,41	36,6	1,146	10	9,21	9,39	7,63	1,247
33	37,73	35,48	32,5	1,154	8	8,05	8,28	6,65	1,256
30	31,82	30,21	27,2	1,165	5	6,54	6-, 82	5,40	1,270
27	26,74	25,64	22,6	1,177	3	5,69	5,98	4,70	1,279
24	22,38	21,68	18,8	1,189	0	4,58	4,89	3,78	1,293
22	19,83	19,33	16,6	1,197	— 3	3,57	3,92	2,94	1,307
20	17,53	17,22	14,7	1,205	- 5	3,01	3,37	2,48	1,317
18	15,48	15,31	12,9	1,213	— 10	1Л 5	2,30	1,60	1,342
16	13,63	13,59	11.4	1,222	-15	1,24	1,.,8	1,01	1,368
14	11 ,99	12,03	9;97	1,230	—20	0,77	1,05	0,63	1,396

Этой таблицей пользуются для определения содержания влаги при
данной относительной влажности и нахождения точки росы.

Точкой росы тр, как известно, называется та температура, при кото-
рой воздух данной влажности достигает полного насыщения водяным
паром, т. е. имеет относительную влажность ср = 100%. При понижении
температуры ниже точки росы тр начинается конденсация некоторого
количества влаги.
Точке росы тр, или температуре насыщенного пара, соответствует
определённое парциальное давление р пара в воздухе. Для воздуха
с температурой t и относительной влажностью ср, парциальное давление
водяного пара определяется из выражения

Р =	(598)

где рнас — парциальное давление насыщенного пара в воздухе при темпе-
ратуре t (см. табл. 63).

По вычисленному р находят по табл. 63 соответствующую темпера-
туру насыщенного пара, или точку росы.

5.	ДЕФЛЕКТОРЫ

Обмен воздуха в вагонах производится дефлекторами прямого действия,
часто называемыми вентиляторами. Дефлекторы изготовляются из оцинкован-
ной листовой стали или отливаются из чугуна и алюминия. Дефлектор уста-
навливается на крыше вагона, через отверстие в которой проходит вентиля-
ционная труба, закрываемая на потолке крышкой.

Во время движения вагонов или под влиянием ветра на стоянках вслед-
ствие обтекания воздухом соответственно расположенных поверхностей
дефлектора понижается давление в вентиляционной трубе и воздух из вагона
поступает в дефлектор, а затем выходит наружу.

Наружные поверхности дефлектора ограждают вентиляционную трубу
от непосредственного задувания в неё воздуха и не допускают попадания
в вагон дождя и снега.

При вытяжной вентиляции обмен воздуха происходит за счёт некоторого
разрежения внутри вагона, создаваемого дефлекторами; вследствие раз-
режения наружный воздух поступает через неплотности в окнах, дверях
и в других частях кузова. Вместе с наружным воздухом в вагон попадают
пыль и дым от паровоза, что является существенным недостатком этого вида
вентиляции.

Имеется много различных конструкций вагонных дефлекторов, которые
отличаются один от другого внешней формой, устройством и сочетанием по-
верхностей, вызывающих разрежение воздуха в вентиляционной трубе.

Дефлектор состоит из следующих элементов:

1)	вытяжной трубы;

2)	ограждения, обеспечивающего при обтекании наружным воздухом
соответствующее разрежение в вытяжной трубе;

3)	колпака (флюгарки), защищающего вытяжную трубу от атмосферных
осадков, искр, изгари и других инородных тел;

4)	внутренних частей дефлектора — перегородок, щитков и т. д.;

5)	прочих устройств — щитков, наружных экранов и т. д., нейтрализую-
щих влияние прямого действия ветра на нижнюю часть дефлектора.

В результате теоретических и экспериментальных исследований можно
установить следующие основные закономерности, определяющие эффектив-
ность отдельных элементов и всего дефлектора в целом;

1.	Производительность дефлектора повышается с уменьшением его внут-
реннего сопротивления. Поэтому внутри дефлектора не должно быть лишних
перегородок, конусов, рёбер, а также острых углов и неплавных переходов от
одной поверхности к другой. Размеры и форма конструктивно необходимых
элементов должны определяться расчётно-экспериментальным путём.

2.	Эффективности дефлектора зависит не только от сопротивления
внутри него, но и от сопротивления набегающему воздушному потоку наруж-
ной поверхности (внешнее сопротивление). Чем больше внешнее сопротивле-
ние, тем больше располагаемый напор у дефлектора. Таким образом, целесо-
образно иметь плохо обтекаемые наружные поверхности дефлектора.

3.	Воздействие прямого наружного потока воздуха на внутренний
целесообразно иметь минимальным. Для этого нужно, чтобы сопротивле-
ние входа наружного воздуха было бы больше, чем сопротивление выхода внут-
реннего воздуха наружу.

4.	Дополнительное снижение общего сопротивления дефлектора и умень-
шение потерь напора на выходе достигается использованием диффузорного эф-
фекта путём применения в конструкции вентиляционной трубы вместо цилин-
дрической части конусной (диффузора).

Одним из требований, предъявляемых к неподвижным дефлекторам, яв-
ляется всесторонность действия, т. е. независимость действия дефлектора от

Фиг. 514. Дефлекторы:

а—системы Коршунова; б—модифицированный; в—системы Кукук;~г—системы ЦАГИ;
д—системы ЦАГИ—ЦНИИ

направления ветра. Это требование имеет особенно важное значение для эф-
фективности действия дефлекторов во время стоянок вагона, когда необходимо
использовать любое направление наружного ветра. Поэтому дефлекторы
должны иметь форму поверхности вращения.

Подвижные дефлекторы, как показала практика, исправно действуют до
тех пор, пока их трущиеся части не подвергаются такой коррозии, от кото-
рой флюгарки перестают вращаться. После этого подвижные дефлекторы те-
ряют свои преимущества по сравнению с неподвижными; это же относится и
к турбинным дефлекторам.

В вагонах железных дорог СССР применяются дефлекторы системы Кор-
шунова, Вендлера, модифицированный, системы ЦАГИ \ Кукук и Чеснокова.

Дефлекторы системы Коршунова (фиг. 514, а) имели большое распростра-
нение на наших вагонах. Однако в настоящее время они являются устаревши-
ми и не отвечают современным техническим требованиям.

Дефлекторы системы Вендлера и модифицированный (фиг. 514, б) отли-
ваются из чугуна и обладают большим весом (около 20 кг). Направление дви-

жущегося воздуха резко сказывается на производительности этого типа де-
флектора: при определённых направлениях ветра производительность доходит

до нуля и даже происходит нагнетание наружного воздуха внутрь вагона.

Металлические вагоны длиной 23,6 м без хребтовой балки оборудованы
обтекаемыми дефлекторами Кукук (фиг. 514, в). Эти дефлекторы просты по кон-

струкции, но имеют малую производительность по сравнению с другими ти

пами дефлекторов.

В дефлекторах ЦАГИ (фиг. 514, г) и ЦАГИ—ЦНИИ (фиг. 514, 5) исполь-
зуется диффузорный эффект, который повышает производительность дефлек-

Фиг. 515. Характеристики дефлекторов

тора и снижает общее сопротив-
ление всей установки. Применение
диффузора в дефлекторе вместо
обыкновенной цилиндрической тру-
бы снижает потери от удара воз-
духа и величину скоростного на-
пора на выходе. Эти дефлекторы
обладают минимальным внутрен-
ним сопротивлением по сравне-
нию с другими вентиляторами,
что особенно важно при стоянках
вагона, когда дефлектор (при от-
сутствии ветра) действует только
за счёт теплового напора.

По схеме, предложенной
ЦАГИ, завод имени Егорова скон-
струировал и изготовил из алюми-
ния дефлекторы для металлических
вагонов длиной 23,6 м.

В конструкцию дефлектора
ЦАГИ—ЦНИИ внесены следую-
щие изменения, улучшающие
эксплуатационный режимустановки

и увеличивающие производитель-
ность дефлектора: округлены

острые кромки у вентиляционного люка, уменьшен радиус колпака, округ-
лены острые кромки колпака дефлектора и применён более резко выражен-
ный диффузор.

Эксплуатационные испытания показали, что наилучшим по производи-
тельности является дефлектор ЦАГИ—ЦНИИ, а наихудшим — модифициро-
ванный дефлектор (фиг. 515). Дефлектор ЦАГИ—ЦНИИ при равных услови-
ях эффективнее в два раза дефлектора системы Коршунова и в 2,5 раза —
дефлектора модифицированного типа. Недостатком дефлекторов системы
Вендлера, ЦАГИ и ЦАГИ—ЦНИИ является возможность попадания изгари
внутрь вытяжной трубы дефлектора, особенно при закрытой крышке, когда
нет потока воздуха, выходящего из дефлектора. Поэтому в 1951 г. был пред-
ложен дефлектор конструкции инж. Чеснокэва (фиг. 516), устройство ко-
торого должно препятствовать попаданию изгари. По своей аэродинамиче-

Центр альный научно-исследовательский гидродинамический институт.
ской схеме дефлектор системы Чеснокова близок к дефлектору ЦАГИ (завод
имени Егорова), но имеет большие собственные сопротивления.

В 1952 г. ЦАГИ провёл испытания по определению производительности
и собственного согротивления дефлекторов системы ЦАГИ (постройки завода
имени Егорова), ЦАГИ — ЦНИИ, Чеснокова и Кукук. Испытаниями уста-
новлено:

1)	что попадание изгари в вагон возможно при всех типах дефлекторов,
проходивших испытание;

2)	если принять относительную скорость 1 воздуха в вытяжной трубе
(патрубке) дефлектора ЦАГИ—ЦНИИ за 100%, то в патрубках дефлектора

ЦАГИ она равна 79%, системы
Чеснокова—53%, системы Ку-
кук (штампованный)—38% и си-
стемы Кукук (сварной)-33% (все
дефлекторы без крышек); если
принять относительную скорость
в патрубке (все дефлекторы с
крышками) дефлектора ЦАГИ
(завод имени Егорова) за 100%,
то в патрубке дефлектора
ЦАГИ—ЦНИИ — 83%, систе-
мы Чеснокова—75%, системы
Кукук (штампованный) — 54%
и системы Кукук (сварной) —
48%.

Меньшая относительная
скорость в патрубке дефлектора
ЦАГИ—ЦНИИ по сравнению
с дефлектором ЦАГИ (завод
имени Егорова) является след-
ствием применения в этом деф-
лекторе (ЦАГИ—ЦНИИ) совер-
шенно неудовлетворительной,
с точки зрения аэродинамики,
крышки.

При испытаниях дефлектор
ЦАГИ — ЦНИИ имел прямо-
угольную крышку типа, при-
меняемого в вагонах электро-
подвижного состава.

Несмотря на значительный
коэффициент собственного соп-
ротивления дефлектор ЦАГИ—
ЦНИИ обеспечивает большую
производительность, чем дру-
гие дефлекторы. Это объясняется



От оси. Вагона 972

Фиг. 516. Дефлектор конструкции
инж. Чеснокова

тем, что он имеет диаметр вытяжной трубы

больше, чем дефлектор ЦАГИ. При одинаковых диаметрах вытяжных
труб производительность указанных выше дефлекторов будет пропорциональ-
на относительным скоростям.

1 Стр осительной скоростью (в вытяжной трубе дефлектора) называется отноше-
ние скорости воздуха в вытяжной трубе дефлектора к скорости набегающего потока.
38 Вагоны
ГЛАВА XVIII

ПЕРЕДАЧА ТЕПЛА ЧЕРЕЗ ОГРАЖДЕНИЯ КУЗОВА
ВАГОНА

1.	ТЕМПЕРАТУРНЫЙ РЕЖИМ В ВАГОНЕ В ОТОПИТЕЛЬНЫЙ
СЕЗОН

Как указывалось выше, нормальные гигиенические условия в вагоне для
пассажиров можно создать только при определённом температурно-влажност-
ном режиме. Температурно-влажностный режим зависит от отопления, венти-
ляции и изоляции ограждений кузова (стенок, пола, потолка и окон).
Ограждающие части кузова в теплотехническом отношении должны обладать
достаточной теплоустойчивостью, т. е. при изменениях теплового потока, выде-
ляемого отопительными приборами, а также летом при колебаниях наружной
температуры и интенсивности солнечного облучения должны обеспечивать
минимальные колебания температуры воздуха внутри вагона и на внутренних
поверхностях ограждений кузова.

Согласно требованиям гигиены температура внутренней поверхности ог-
раждения тв не должна отличаться от средней температуры воздуха внутри по-
мещения более чем на 4—6° и не опускаться ниже 14—15°С. Температура воз-
духа у поверхности пола не должна быть ниже средней температуры помеще-
ния более чем на 2,0°. Колебания температуры в вагоне в течение суток не дол-
жны превышать ±3°С. На внутренней поверхности ограждений не должна
конденсироваться влага.

Для определения тепловых потерь в пассажирских вагонах температуру
наружного воздуха обычно принимают равной —35°С,- а среднюю внутри ва-
гона + 20°; следовательно, расчётный температурный перепад составляет
55СС. Температуру в коридорах (перед купе) и уборных принимают 18—20°;
в предтамбурных коридорах 16—18°; в вагонах-аудиториях 16—18°.

Температура измеряется на высоте 1,5 м от пола.

2.	ПЕРЕДАЧА ТЕПЛА ЧЕРЕЗ ОГРАЖДЕНИЯ ПРИ СТАЦИОНАРНОМ
ТЕПЛОВОМ ПОТОКЕ

Стенки, состоящие из нескольких разнородных слоёв, называются мно-
гослойными. К таким стенкам относятся ограждения кузова вагона — бо-
ковые и торцевые стенки, пол, крыша, окна и двери.

Из теории теплопередачи известно, что количество тепла Q, теряемого
или передаваемого в течение часа через многослойную стенку (фиг. 517),
имеющую поверхность F м2, при стационарном тепловом потоке определяется
по формуле

Q = /((/e-MF,	(599)

где

Яо R„ + Я« + R, + R' _L + _L + у h + у Л.
К— коэффициент теплопередачи стенки в ккал/м2час'С',

RQ— общее термическое сопротивление стенки в °C м2час/ккал\ R^=* RH-±
4“ Re+ ^/4* Ri ’

Re—термическое сопротивление теплопереходу на внутренней поверх-

ности ограждения в °См2час/ккал', Re = — ;

RH —термическое сопротивление теплопереходу на наружной поверхности

ограждения в °C м2час/ккал} RH=—;

а«

Ri —сумма термических сопротивлений различных теплоизоляционных

слоёв в °C м2 час/ккал\ RL =	;

R]—сумма термических сопротивлений воздушных прослоек в

°C м2час/ккал\\Пл	;

ав — коэффициент теплоперехода на внутренней поверхности ограждения
в ккал/м2чае°С, равный а*л + а*.

Величина коэффициента авл теплопере-
хода излучением определяется по формуле
проф. Н. И. Белоконя

а: = 0,2е„

а коэффициента* передачи тепла конвекцией
вычисляется по формуле В. С. Жуковского

а* = 2,25(^-т« )о.25|;

следовательно

плоская стенка

а, — 0,2 еп

з

+ 2,25(/в —

j(601)

Значения <хв и , принимаемые в расчётах, приводятся в табл. 64

Таблица 64

Значения величин ав и Re для ограждений кузова вагона

Наименование ограждени й	Коэффициент тепло- перехода ав	Термическое сопро- тивление теплопере- ходу
Стенки и крыша		1	7,5*	0,133
Пол 		5,0	0,200
Окна с двойным остеклением, двери и мало		
утеплённые ограждения		;	9,0	I	0,111
Окна с одинарным остеклением 		'	9,6	!	0,104

* При воздушном отоплении ^5,0.

В формулах (599)—(601) и на фиг. 517, кроме того, обозначено:
te—температура воздуха внутри вагона в °C;

tH — температура наружного воздуха в °C;

51, 52,.. .—толщина слоёв многослойной стенки в м\

— толщина воздушного слоя в м\

ЛЬЯ2,. . . — коэффициенты теплопроводности соответствующих слоёв стен-
ки в ккал/м час °C;

—эквивалентный коэффициент теплопроводности слоя воздушной
прослойки в ккал/мчасэС\

и — соответственно температуры внутренней и наружной поверх-
ностей ограждения в °C;
Тт — средняя абсолютная температура, равная (273

е„ — приведённая степень черноты системы, равная произведению

е1ег> гДе ej и е2 соответственно степени черноты теплоот-
дающей и тепловоспринимающей поверхностей. Значения сте-

пени черноты различных материалов приводятся в справоч-
никах х;

ан — коэффициент теплоперехода на наружной стенке в ккал/мР час°С,
равный а“ + а“ .

Величина коэффициента а" теплоперехода излучением внешней поверх-
ности ограждения вычисляется по формуле

(грН \ 3

а величина коэффициента а" теплоперехода конвекцией определяется по фор-
муле проф. М. А. Михеева

/ 70) \ ® • $ к .

а:-= 0,032 -«

поэтому
\3	/ г/н \ О’® И

та)+ 0-032(^)	(602)

(/ I т \
273 +	$—И °К;

w0— геометрическая сумма скоростей относительного движения поез-
да и ветра в м/сек\

—коэффициент кинематической вязкости воздуха в мР/сек при тем-
пературе tH\

—коэффициент теплопроводности воздуха в ккал/м час°С при тем-
пературе tH\

I — длина поверхности, омываемой 'воздухом, в м.

Во время дождя или снегопада ак достигает 200 ккал/м- час°С.

Значения и приводятся в справочниках 1 2.

Для ориентировочных расчётов при скоростях свыше 20 км/час
можно пользоваться формулой

0,7 (у 4- 15)
/0,2

(603)

где а” — коэффициент теплоперехода излучением, принимаемый для зим-
него времени 4 ккал/м2чассО> и для летнего времени
8 ккал/м2час°С\

v — сксрссть движения поезда в км/час*

Когда изесстгы температура наружной поверхности ограждения и
температура te воздуха внутри кузова, то количество тепла, передавае-
мого через ограждение, вычисляется по формуле

Q = -j-Ц- ()>	(^-te).	(604)

При стационарном тепловом потоке температуры те внутренней по-
верхности ограждения, внутренней поверхности любого n-го слоя ограж-

1 Технический справочник железнодорожника, т. 6, Трансжелдориздат, 1952,
стр. 804.

2 Там же, стр. 805.
дения и наружной поверхности ограждения соответственно определяются
по следующим формулам:

Ъ = ta-	(605)

«в	A0

/___/	/	п—1	\

/?,+ У 7?),	(606)

Ao \	1	/

тк = /« + ^(/,-/я) = ^ + ф (/.-<«),	(607)

a«	Ao

n—1

где — сумма термических сопротивлений n—1 первых слоёв ограж-

1 дения.

Термическое сопротивление зависит от теплопроводности материалов,
составляющих ограждение, толщины и конструкции ограждения.

Термическое сопротивление многослойного ограждения, расположен-
ного перпендикулярно направлению теплового потока, вычисляется по
формуле

/?=T-+r + ---+4L-	<б08)

Коэффициенты теплопроводности, а также объёмные веса и удельные
теплоёмкости материалов, применяемых в вагонных конструкциях, при-
ведены в табл. 65.

Таблица 65

Коэффициенты теплопроводности X, объёмные веса у и удельные теплоёмкости с
материалов, применяемых в вагонных конструкциях

Материал (при обычной температуре и влажности)	Коэффициент теплопроводнос- ти X в ккал1мчас °C	Средняя удельная теплоёмкость с в л'кал/кг’С	Объёмный вес 7 при обычной температуре в кг 1м*
Альфоль (мятый) 		0,040	0,070	20
Асбест листовой 		0,100	0,195	900
Алюминий 		123,0	0,200	2 670
Войлок минеральный 		0,044	0,230	175
Войлок шерстяной 		0,030-0,060	0,450	330
Дуб поперек волокон 		0,178	0,600	800
> вдоль	»			0,312	—	—
Сосна и ель поперёк волокон в наружных			
ограждениях 		0,150	0,650	600
То же во внутренних конструкциях . . .	0,120	0,650	690
Сосна и ель вдоль волокон		0,330	0,650	690
Дерево-плита		0,190	0,600	680
Фанера клеёная		0,130	0,600	600
Древесная шерсть		0,036	0,360	80
Камышит		0,060	0,360	300
Картон обыкновенный		0,150	0,360	700
Ксилолит 		0,300	0,500	1 000
Линолеум . 					0,160	0,420	1 150
Линкруст		0,140	0,360	990
Льнянобумажная изоляция 		0,050	0,400	180
Мипора		0.033—0,045	0,370	30—40
Ипорка		0,033—0,045	0,370	15—20
Опилки				0,080	0,600	250
Пробковая плита		0,040-0,060	0,500	120—200
Рубероид 		0,150	0,360	600
Соломит 		0,050	0,360	250
Стекло 	 		0,650	0,200	2 500
Сталь		30,0—50,0 •	0,115	7 700—7 900
Стеклянная вата 		0,045—0,050	0,200	150-250
Торфяная плита 		0,050—0.070	0,500	200-400
Толь бумажный		0,200	0,360	500
Шевелин 			0,040-0,045	0,450	140—260
Шлаковая шерсть		0,055	0,230	300
Термическое сопротивление ограждения неодинаковой конструкции в
разных частях своей площади, перпендикулярной тепловому потоку,
можно вычислить приближённым способом, предложеным К. Ф. Фокиным.

Для определения термического сопротивления, например, крыши метал-
лического вагона, изолированного мипорой (фиг. 518), разделим площадь
ограждения плоскостями, параллельными направлению теплового потока Q,
на зоны, из которых каждая имеет одинаковую конструкцию (в данном
случае I, II, III и IV), и по формуле (608) вычислим^ сопротивления
Ri , ₽п, Яш и /?iv этих зон шириной ах, а2, а3 и а4.

Фиг. 518. Стенка с металлической стойкой

Среднее термическое сопротивление для площади F = аН вычисляется
из выражения

1	1	f»r 1	|	1 h /Rnm

Rncp ~ Ri' F + Z?n F 'KRni F R1V F '

где

Fy—^H, F3 = a3H, F3=[a3H, Fi = aiH.

После алгебраических преобразований выражения (609) получим
а

ер~	о, , at '	(610)

«7 + -₽7.+ R^7 + RS7

Затем разделим стенку плоскостями, перпендикулярными'направлению
теплового потока Q, на слои различной конструкции (в данном случае
шесть) и для каждого слоя вычислим среднее значение коэффициента
теплопр оводности

,	^F'/Ai

ср — р

. Р/

и термическое сопротивление = -у2—»
л/ ср

где Fi —площадь участка слоя, имеющего коэффициент теплопроводности
Например, для слоя № 2 толщиной 8а (см. фиг. 518):

j  F1 Яа Ч- F2 Ч- F3 Я4 Qi^a+ (а3 Ч- о3) Л3 Ч~

Л2ср	F	а ~
И

Суммарное 'термическое сопротивление в направлении, перпендику-
лярном направлению теплового потока:

= ₽! + /?2 +	з+^?4 +	+ Rb •

Среднеарифметическое из величин R\\cp и 7? достаточно близко
к истинному значению Rpac4-

Коэффициент теплопередачи в рассматриваемом сечении ограждения:

я = -------р--------!—•	(би)

“I" I" RpacH ~ F RPac4
О-в О-н	ав

3.	ВЛИЯНИЕ ВОЗДУШНЫХ ПРОСЛОЕК НА ТЕПЛОПЕРЕДАЧУ
ОГРАЖДЕНИЯ

Замкнутые воздушные прослойки при малоподвижном или неподвижном
состоянии воздуха и при малой величине тепловых излучений между поверх-
ностями, ограничивающими воздушные прослойки, являются лучшей изоля-
ционной средой.

В воздушных прослойках от горячей стенки к холодной тепло передаётся
теплопроводностью, конвекцией и лучеиспусканием.

Главным видом теплопередачи в воздушных прослойках является тепло-
излучение, а конвекция имеет сравнительно небольшое значение (8—18%).
Поэтому ограждение, состоящее из узких воздушных прослоек и мембран из
листов материала, слабо излучающих теплоту, обладает хорошими изолирую-
щими качествами1.

4.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСЧЁТНОГО, ИЛИ ПРИВЕДЁННОГО,
КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ КУЗОВА ВАГОНА

Для определения теплопотерь кузова вагона через внешние ограждения
вычисляются соответственно коэффициенты теплопередачи Кспх стенок, Кп
пола, КкР крыши и Кок окон; при этом учитывается влияние стоек, стрингеров,
шкворневых и промежуточных поперечных балок.

Количество тепла, теряемого в час через все ограждения кузова, равно

Qi = ^пР	f«) Fc ккал/час,	(612)

где Fc— суммарная площадь внешних поверхностей ограждений кузова
вагона в м\ Fc = Fcm + Fn+ FKp + F0K;

Knp — приведённый, или расчётный, коэффициент теплопередачи
в ккал/м2час С, определяемый из выражения:

17   Кст F ст 4*	п+ «ко F	Ко* F о*	/ciq\

Кпр Fcrn + Fn + FKP + F0K в	(

Данные для определения Кпр деревянного кузова (изолированного
шевелином) пассажирского вагона длиной 20,2 м приведены в табл. 66.

1 Расчёт воздушных прослоек см. Технический справочник железнодорожника,

т. 6, Трансжелдориздат, 1952, стр. 806 — 808.
Таблица 66

Характеристики кузова вагона длиной 20,2 м

Элемент кузова	Коэффициент теплопередачи в ккал/м* час °C		Общая площадь  Г в ж’
	в пределах	средний	
Пол			0,80—1,10	0,90	58
Крыша ... 		0,88—1,12	0,95	61
Стенки 			0,92—1,17	1,00	90
Окна . 		•	...	3,00	3,00	16
Итого 		—	—	225

Для кузова пассажирского вагона длиной 20,2 м, изолированного
шевелином, K/zp=l,l ккал/м2час°С.

Данные для определения Кпр кузова нехупейного пассажирского ме-
таллического вагона, изолированного мипорой (последних выпусков), при-
ведены в табл. 67.

Таблица 67

Характеристики кузова некупейного металлического вагона длиной 23,6 м

Элемент кузова	Коэффициент теплопередачи К в ккал!м* час °C		Общая площадь в м‘
	в пределах	средний	
Боковые стенки 		0,55—0,80	0,75	88,0
Торцевые стенки 		0,80—1,50	1 ,00	16,8
Окна		3,00	3,00	22,7
Крыша 		0,50—1,10	0,80	76,5
Пол 		0,70—2,38	0,70	66,5
Итого 		—	•	270,5
В том числе:			
Стойки 		0,80	£	—	
Потолочные дуги			1,10	5	—	ле
Шкворневые балки		2,38	*	—	ZO
Промежуточные поперечные балки . .	0.67 о	—	
1	С		

В металлических вагонах, изолированных мипорой, экспериментально
установлено, что Кпр = 0,9 4-1,1 ккал/м2час°С (с учётом утечек воздуха через
неплотности в дверях, окнах и дефлекторах).

б. ВЛАЖНОСТНЫЙ РЕЖИМ ОГРАЖДЕНИЙ КУЗОВА

Большинство термоизоляционных материалов гигроскопично, т. е. по-
глощает влагу, вследствие чего они значительно снижают свои термоизолирую-
щие качества. Для ограждения от увлажнения многие термоизоляционные
материалы, как, например, мипору и ипорку, укладывают в пакеты из паро-
непроницаемых плёнок и заклеивают швы пакета специальным клеем.

В пассажирских вагонах влага из воздуха может конденсироваться
не только на внутренней поверхности, но и проникать внутрь огражде-
ния. Выпадение влаги на поверхности ограждения происходит в том
случае, когда температура тв внутренней поверхности ограждения ста-
новится ниже точки росы воздуха.
Конструкции ограждений кузова вагона должны обеспечивать на внутрен-
ней поверхности такую температуру, которая была бы выше точки росы для
данной влажности воздуха. Основными мероприятиями против конденсации
влаги на внутренней поверхности ограждения является снижение относитель-
ной влажности воздуха в вагоне до 40—50%, что достигается соответствующей
вентиляцией, и повышение температуры внутренней поверхности ограж-
дения выше точки росы.

Повышение температуры внутренней поверхности ограждения дости-
гается увеличением общего термического сопротивления теплопереходу
и уменьшением термического сопротивления теплопереходу на внутренней
поверхности Ro .

В зимнее время вследствие разности парциальных давлений водяного пара
внутри и снаружи кузова возникают потоки водяного пара через ограждения
от внутренних поверхностей к наружным. Это явление, как известно, назы-
вается диффузией водяного пара через ограждения.

Если внутри ограждения не происходит конденсации паров, то количе-
ство водяного пара G в г, диффундирующего в течение часа через 1 м2 много-
слойного ограждения, определяется по формуле

G = -т----?----------— (Рв — Рн) г/м2час,	(614)

Р-2

где рв и рн — упругости водяного пара с внутренней и наружной
стороны ограждения в мм рт. ст.;

^2, • • • ,	— коэффициенты паропроницаемости материала соответ-

ственно первого, второго и других слоёв многослой-
ного ограждения в г/м час мм рт. ст.;

$i, й2» • • • , %— толщина соответственного слоя в м\

О, Go	О

— , — , . . . , —-—сопротивление паропроницанию отдельных слоев ограж-
г^2	Нл

дения.

Коэффициент паропроницаемости материала р. показывает количество
водяного пара в граммах, диффундирующего в течение 1 часа через 1 м2
плоской стенки толщиной 1 м, изготовленной из данного материала, при
разности упругостей водяного пара с одной и другой стороны, равной
1 мм рт. ст., т. е. аналогичен коэффициенту теплопроводности Л.

Полное сопротивление паропроницанию HQ, оказываемое многослой-
ным ограждением потоку пара, вычисляется по формуле

^0 = ^1 + //2 ф . . . + Нп =—у- + -у- + . . . Н—— ,	(615)

где Hlt Н2, . . . , Нп — сопротивления паропроницанию отдельных слоёв
ограждения;

п — число всех слоёв ограждения.

Абсолютно паронепроницаемыми материалами являются металлы и стекло.
Очень незначительной паропроницаемостью обладают масляная краска, лаки,
смолы, изоляционные бумаги (рубероид и др.) и полихлорвиниловые плёнки
(ПХВ, № 239, персоль и др.). Следует учитывать, что масляная краска не
всегда является надёжной. Значения коэффициентов паропроницания различ-
ных материалов приводятся в справочниках \

Упругость водяного пара на границах слоёв ограждения определяется по
формуле

=р-v; "	w

п-1

1	Технический справочник железнодорожника, т. 6, Трансжелдориздат, 1952,
стр. 809.
где рп — упругость водяного пара на внутренней поверхности n-го слоя
ограждения в мм рт. ст.;

— сумма сопротивления паропроницанию п—1 слоёв ограждения,
л ]

считая от его внутренней поверхности.

Формулы (614), (615) и (616) справедливы только для стационарного со-
стояния диффузии водяного пара через ограждение и при отсутствии конден-
сации пара внутри ограждения.

В зимнее время парциальные давления газов наружного воздуха с внеш-
ней стороны ограждения являются более высокими, чем давления внутри ва-
гона, поэтому через ограждение происходит диффузия воздуха от наружной
к внутренней стороне ограждения.

Наружная паронепроницаемая металлическая обшивка является экраном,
на котором в холодное время конденсируется большое количество влаги, про-
никающей через внутреннюю обшивку и различные неплотности. Это приводит
не только к увлажнению изоляции, но и служит одной из главных причин
быстрой коррозии внутренней поверхности металлической обшивки. Для
удаления конденсата из простенков боковых и торцевых стенок и пола
в обшивке делаются отверстия, через которые конденсат отводится наружу.

Хорошим средством предохранения ограждений от попадания в их толщу
влаги являются экраны из паронепроницаемых плёнок.

В кузовах пассажирских вагонов пароизоляционный слой (экран) следует
располагать у внутренней поверхности ограждения не дальше той плоскости,
температура которой равна точке росы тр внутреннего воздуха.

На влажностный режим ограждения большое влияние оказывает порядок
расположения слоёв изоляции. В ограждениях кузова пассажирских ваго-
нов следует располагать к внутренней поверхности материалы плотные, теп-
лопроводные и с малой паропроницаемостью, а к наружной — пористые,
малотеплопроводные и более паропроницаемые. Такое расположение слоёв
в ограждении обеспечивает наибольшее падение упругости водяного пара в
начале ограждения и наибольшее падение температуры около внешней
поверхности ограждения.

В изотермических вагонах в зимнее время возникает поток водяного пара
через ограждения от внутренней поверхности к наружной, а в летнее время —
от наружной поверхности к внутренней. Поэтому в ограждениях кузова изотер-
мического вагона располагают два надёжных пароизоляционных слоя (экрана):
один у внутренней, а другой — у наружной поверхности. В этом случае
устраняются причины появления конденсации влаги внутри ограждения
как в летнее, так и в зимнее время.

€. ТЕПЛОУСТОЙЧИВОСТЬ ОГРАЖДЕНИЙ ПРИ ПЕРИОДИЧЕСКОМ
ТЕПЛОВОМ ПОТОКЕ ОТ ОТОПИТЕЛЬНОЙ СИСТЕМЫ

Теплоустойчивостью ограждения называют его свойство обеспечивать
большее или меньшее изменение температуры т внутренней поверхности
при колебании величины теплового потока, проходящего через это ограж-
дение и зависящего от отдачи тепла отопительными приборами в течение
суток, а также летом при колебаниях наружной температуры и интен-
сивности солнечного облучения.

Проф. О. Е. Власов полагает, что тепловой поток, выделяемый
отопительными приборами, изменяется во времени по закону синусоиды
или косинусоиды с периодом z часов, соответствующим времени между
двумя последующими топками или загрузками топлива на колосниковую
решётку.

Изменение теплового потока, выделяемого отопительной системой,
вызывает колебания температуры t воздуха в помещении и температуры т
внутренней поверхности ограждения, а также колебания теплового потока,
поглощаемого ограждением. Все указанные колебания происходят с оди-
наковым периодом г, однако, кривые колебания температуры t воздуха

(фиг. 519), температуры т поверх-
ности ограждения и теплового пото-
ка q, поглощаемого ограждением,
сдвинуты одйа по отношению к
другой, что объясняется свойством
ограждений тормозить изменение
температур внутренних поверхно-
стей и воздуха внутри помещения.

Кривая поглощения тепла q опе-
режает кривую температуры t воз-
духа внутри кузова на угол рх и
кривую температуры т поверхности
на угол рг- Количество тепла, пе-
редаваемого от воздуха на поверх-
ности ограждения, в ккал/час м2
определяется из выражения

q =	(617)

где ав — коэффициент теплоперехода
на внутренней поверхности.

На фиг. 519 через tey и qcp
обозначены средние значения вели-
чин т и д, а через At, А- и Aq—
амплитуды их колебаний.

Величина для всех ограж-
дений кузова вагона определяется
по формуле (599)

QcP = Кпр (t, - tH) Fc = Z*~Zw Fc.

Фиг. 519. Зависимость между q, t и
с учётом сдвига фаз (0Х и 0,)

Величина амплитуды колебаний теплового потока Aq выражается как
часть среднего расхода тепла, выделяемого отопительной системой, т. е.

Aq = fflQcp,

где т—отвлечённое число, зависящее от качества отопительной системы,
называемое коэффициентом неравномерности отдачи тепла отопи-
тельной системой или коэффициентом неравномерности теплового
потока.

В жилых зданиях с центральным водяным отоплением и непрерывным
обслуживанием в течение суток коэффициент т = 0,1.

В вагонах вследствие сравнительно малой тепломощности отопитель-
ной системы и отсутствия автоматического регулирования процесса горе-
ния коэффициент т = 0,2 4- 0,3, а при неправильном режиме отопления
(забрасывание большого количества топлива на решётку котла) коэффи-
циент т > 0,3.

Величина Az зависит от Aq, периода колебаний z и теплотехнических
свойств ограждения.

Отношение

д

(618)

называется (по А. М. Шкловеру) коэффициентом теплопог ло-
щения (теплоаккумуляции) поверхности ограждения и изме-
ряется в ккал/м2 час °C.

От коэффициентов теплопоглощения стенок замкнутого помещения за
висят колебания температуры t воздуха в помещении, когда в последне\
выделение тепла (например отопительной системой) периодически меняется
Величина Bt по физической сущности является отношением колеба-
ний тепловых потоков на внутренней поверхности стенки к колебаниям
температуры воздуха.

Отношение

= Ув	(619)

называется (по О. Е. Власову) коэффициентом теплоусвое-
ния внутренней поверхности ограждения. Ye измеряется
в ккал/м2 час °C и равно амплитуде колебания теплового потока при ам-
плитуде колебания температуры поверхности Ат = Г.

Величина Ув зависит от конструкции ограждения и периода колеба-
ний теплового потока г.

От коэффициента Ув зависит внутренняя теплоустойчивость ограж-
дения.

Если принять, что Pi = р2 = 0, то значение В/ довольно точно можно
вычислить по формуле

1,08 a, Y,
a, 4- У,

(620)

Из соотношения

найдём

л В1 л

Лт — ув^*

Амплитуда колебаний теплового потока, поглощаемого поверхностью
FiM2, соприкасающейся с внутренним воздухом, в ккал/час вычисляется
из выражения

Aq.= Aqi	(621)

Для определения амплитуды колебаний теплового потока Aq, погло-
щаемого всеми ограждениями кузова, определяют значения Aq L Ft для каж-
дого ограждения: боковых и торцевых стенок, пола, крыши, окон и др.,
затем суммируют их:

Aq =	••• + Aq nFn = ^,Aq.Fl = mKnpFc(t,~tH), (622)

где Кпр — приведённый коэффициент теплопередачи ограждений всего "ку-
зова вагона в ккал/м2час °C;

Fc — суммарная площадь внешних поверхностей ограждений кузова
в л2.

Из выражений (618) и (620) следует, что AtBi и
п «

Г(623)

1 s; + k

Величина At—постоянная для всех ограждений данного 1 помещения,
поэтому её можно вынести за знак суммы

п	п

V 1,084,^-j--------j-F,= Л, В, Fl~mq = mK„ Fr [I.-I.). (624)

1	«; + г7
В;

'у'

mKnpFc(te tH) В.

В^=Р

(625)

(626)

(627)

(628)

суммарным коэ фф ициентом

или

вагона и’



в

откуда найдём

_mKnpF
At ~ п
2-
1
А = тКПр F

2

1

и

Tmin = ?.- A =te-^(te-

ав

Величина
п
2
1
называется (по А. М. Шкловеру)
теплопоглощения помещения

ккал/час°С. При определении Р суммируются амплитуды тепловых по-
токов на отдельных ограждениях, хотя они неодновременны.

Если учесть поглощение тепла воздухом инфильтрацию наружного
воздуха и вентилирование, то Р следует определять по формуле

п	V

Р = 2 Bi Pi +	+ с» п*	(629)

1 z

где V — объём помещения (кузова) в л*3;

В/ — ксзффициент теплопоглощения поверхности ограждения в
ккал!лг2 час СС,

Ft— площадь поверхности ограждения, соприкасающаяся с внутрен-
ним воздухом, в лг;

пк — кратность воздухообмена;

— объёмная теплоёмкость воздуха (сг ~ 0,3);
г—период рассматриваемых колебаний в часах.
Амплитуда Л,, вычисленная по формуле (625), имеет несколько завы-
шенное значение по сравнению с действительной. Это объясняется тем,
что при выводе формулы (625) не учитывалось влияние мебели и перего-
родок. Все предметы, находящиеся в вагоне и своей внешней поверхно-
стью соприкасающиеся с воздухом кузова, при колебании температуры
внутри вагона воспринимают некоторое количество тепла. Поэтому сумму
п
^BiFl следует дополнить теплопоглощательной способностью BF их по-
1
верхностей (теплоотдающую поверхность источников тепла включать не
следует). Теплопсглсщательная способность перегородок, мебели и дру-
гих предметов определяют, используя приводимые ниже формулы
(645) —(648).

Неточность также происходит от того, что при суммировании
не учитывалась неодновременность амплитуд тепловых потоков на разных
ограждениях (опережение по отношению к температуре воздуха различно).

Вследствие изменения теплового потока температура внутренней по-
ве рхности колеблется от ттах = тв+Лт до тт1П = тв— Л^.

Во избежание конденсации влаги на внутренней поверхности ограж-
дений кузова вагона необходимо выбирать такие ограждения, систему
отопления и вентиляцию, которые обеспечивают при te = 20° С и ср = 60°/о

Tmin >	+ (2 + 3°) = 14 4- 15°С;

t» ~~ ^mln	4 ~ 6°с.

(630)

(631)
Принимая температуры воздуха te у стенок, пола и потолка соответственно рав-
ными 20, 18 и 22°С, из выражения (605) можно определить Ктах, величина которого при
тфипературе наружного воздуха tH = —35°С имеет следующие значения:

для стенок	_ te -т mIn _ 7 , 20 - 14 п оп , ,

^max — % t —t----------‘’5 20—(^35) = 0,82 ккал1м2час°С',

для пола

„	_ х 18—14

Атах — ° 18^(—35) = 0,76 ккал!м*час °С’>
для крыши
22_____________________________________14

Кmax =7,5	( 	= 1,05 ккал/м* час °C.

7.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛОУСТОЙЧИВОСТИ
ОГРАЖДЕНИЯ

Отношение ®	, показывающее во сколько раз общее по-

нижение температуры на внутренней поверхности ограждения меньше
максимально возможной разности температур воздуха внутри и снаружи
помещения, называется коэффициентом теплоустойчиво-
сти ограждения. Проф. О. Е. Власов предложил следующее выра-
жение для вычисления <ру:

т, - /1‘	'	<632>

I 1 । т А	Tmin

А — + у"

\ав У в J

Чем больше коэффициент (ру, тем выше тт1п на внутренней поверхно-
сти ограждения. Если ср = 1, то тт1п « tHi т. е. температура на внутрен-
ней поверхности ограждения близка к температуре наружного воздуха,
что и наблюдается в помещениях с тонкими стенками.— в палатках, буд-
ках и т. п. Как следует из уравнения (632), при постоянных значениях
ав и т коэффициент ср^ зависит от коэффициента теплопередачи К и коэф-
фициента теплоусвоения Ye ограждения.

Примем tH—=35°, t9 =20° и относительную влажность <р= 60%. Для этих усло-
вий точка росы Тр и 12е, поэтому

”min > *р + (2 + 3) = 12 + (2 - 3) = 14 + 15»

И

_ 20 —(—35)____

^-fe-TmIn- 20-14	~9'L

Уравнение (632) носит приближённый характер, так как при этом
предполагается, что все наружные ограждения одинаковы и не учиты-
вается поглощение тепла при изменениях в теплоподаче (изменении теп-
лового потока) внутренними ограждениями и мебелью.

Более точное значение получится, если в уравнение (632) подста-
вить значение тт1П из выражения (627).

При малом коэффициенте теплоустойчивости ограждения и при искус-
ственном сохранении внутренней температуры на постоянном уровне из-
менения температур на внутренней поверхности следуют немедленно за
изменениями наружных температур, но с уменьшением в RQae раз. Для
устранения колебаний внутренних температур необходимо подавать пере-
менное количество тепла соответственно изменениям температур на внут-
ренних поверхностях ограждений. Теплоподачу нагревательных приборов
следует автоматически регулировать. В этом случае отопительная система
должна быть малоинерционной (воздушное, паровое и электрическое ото-
пление).

При отсутствии подачи тепла в помещение (кузов вагона) с малой тепло-
устойчивостью всех ограждений колебания температуры внутреннего воз-
духа и температуры на поверхностях ограждений являются одинаковыми
с колебаниями температуры наружного воздуха и следуют за ними немедленно.

8.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛОУСВОЕНИЯ
ВНУТРЕННЕЙ ПОВЕРХНОСТИ ОГРАЖДЕНИЯ

Если ограждение состоит из однородного материала и имеет значительную
толщину, то теплоусвоение его внутренней поверхности при заданном пе-
риоде колебаний температуры зависит от свойств этого материала. В данном
случае теплоусвоение ограждения представляет физическую характеристику
материала, из которого изготовлено ограждение, и носит название коэффи-
циента теплоусвоения материала у. Коэффициент тепло-
усвоения материала характеризует способность материала более или менее ин-
тенсивно отводить тепло с поверхности ограждения внутрь массива при коле-
бании температуры на его поверхности в зависимости от продолжительности
периода работы отопления.

Коэффициент теплоусвоения материала определяется по формуле



г

ккал/м2час °C,

(633)

где с — теплоёмкость материала в ккал/кг °C;

у — объёмный вес материала в кг/м3\

Л — коэффициент теплопроводности материала данного слоя огражде-
ния в ккал/м час °C;

z — период колебания температуры в часах.

Как следует из формулы (633), наибольшее теплоусвоение имеют тя_
жёлые материалы и наименьшее — лёгкие малотеплопроводные. Для харак-

теристики числа температурных волн, рас-
полагающихся в толще данного огражде-
ния , служит выражение его условной
толщины £). Условная толщина однород-
ного ограждения определяется по формуле

D = Ry.

(634)

Условная толщина ограждения, состоя-
щего из нескольких слоёв, определяется
как сумма условных толщин отдельных
слоёв:

D = У1 + /?2 У2 + • • • + Rn Уп =	+

+ D2 + . . . + Dn, (635)

где

Фиг. 520.. Колебания температуры
в толще ограждения

r A R -h R -L
Al . , A2 о 9 •••» Ая	•

Л1	Л2	An

Слой, непосредственно прилегающий к внутренней поверхности огра-
ждения, на другой поверхности которого амплитуда колебания темпера-
yl
туры составляет половину амплитуды колебания температуры -у- на

внутренней поверхности ограждения (фиг. 520), называется слоем рез-
ких колебаний.
Условная толщина слоя резких колебаний равна единице, т. е.

D = Rdy = ^y=\,	(636)

Л

откуда толщина слоя резких колебаний равна

д = — ,
У

(637)

где — тепловое сопротивление слоя резких колебаний в °C м* час/ккал\
у — коэффициент теплоусвоения материала этого слоя.

На величину коэффициента теплоусвоения внутренней поверхности
ограждения Ye оказывают влияние только теплотехнические свойства
материалов ограждения, расположенных в наиболее активном слое рез-
ких колебаний. Вся же остальная часть ограждения, лежащая за преде-
лами слоя резких колебаний, на коэффициент теплоусвоения его внутрен-
ней поверхности оказывает незначительное влияние. Толщина слоя резких
колебаний д, так же как и условная толщина ограждения, зависит от
периода колебаний теплового потока z, и они увеличиваются с увеличе-
нием этого периода и уменьшаются с его уменьшением.

При нахождении величины коэффициента Ye следует установить место нахождения
границы слоя резких колебаний. В зависимости от расположения этого слоя в огражде-
нии при вычислении Ув возможны следующие случаи:

1.	£>i =	4/i	1 («толстое» ограждение), тогда

УЙ = У1

2.	Dj < 1, но £>1 + D2^>1,
тогда

у = Я| 4/? 4- У

'	1 + /?! Уъ '

где Уг — коэффициент теплоусвоения материала второго слоя ограждения.

3.	-f"	1» но 4”	+ • • • 4- Dn > 1

и

(638)

Pi 4- ^2 4- • • • 4- Dm 1.

В этом случае расчёт начинают с определения коэффициента теплоусвоения
внутренней поверхности т — 1 слоя по формуле

У _____ Rrn — l У т—\ + Ут.

т~1	' + Ят-1Ут

Затем для т — 2 слоя

у   Rт-0.Ут-2 + Ут—1
* т Г)------------—-----

(639)

(640)

и т. д. по направлению к внутренней поверхности ограждения, для которой

_ 7? । у"\ + Y2
1 + fliV,

Y

(641)

ограждения.

В этом случае первоначально

е. слой резких колебаний выходит’ за пределы

определяют Yn поверхности последнего л-го слоя
ограждения (наружного слоя) по формуле

у ___ К п Уп “Ь ан

П 1 + ’

Затем вычисляют Уп__х из выражения

</2п, + Yn

(642)

л—

1 + ^-1 Уп

(643)

и т. д. Для первого слоя

V — V _ Rl ‘-Я +
1	*	1 + 7?, Г, '

(644)
Для воздушных прослоек в ограждениях принимают коэффициент теплоусвоения
У = 0- Если ограждение, имеющее сопротивление теплопередаче /?0, состоит из материа-
лов, практически лишённых теплоустойчивости (например, окна), то

У в = — " 1 ’ и в =- к-

Все металлические предметы, а также деревянные предметы толщиной до
10— 15 мм рассчитываются на полный прогрев.

Как показали исследования проф. Л. А. Семёнова, в этом случае максимальное
значение теплопоглощения на 1 кг материала равно

2г.

Aqi = — cAt= Вр At ккал J кг час,
где с — теплоёмкость материала;

2— период колебания теплового потока.

2 л

Величина Вр = — с называется условным коэффициентом тепло-
поглощен и я на 1 кг материала при полном прогреве.

Для дерева с = 0,65 ккал 1кг °C и

2-	1,3л

Вр = — . 0,65 — —— ккал 1кг час °C;	(645)

для стали с = 0,115 ккал 1кг °C и

2л	0,23л

Вр = — -0,115=—-—ккал 1кг час °C.	(646)

Для перегородок, полок и сидений толщиной менее 50 мм при двустороннем
прогреве коэффициент теплоусвоения вычисляется по формуле

6'

— У*.	(647)

где о' — половина толщины^предмета в м.

Коэффициент теплоусвоения поверхности закрытых шкафов, диванов с рунду-
ками и т. п. рассчитывается на односторонний прогрев по формуле

о

Y.= ty\	(648)

где о — полная толщина стенки в м.

Для более массивных деревянных деталей (толщиной более 50 мм при двусто-
роннем и более 25 мм при односторон нем прогреве)

Ув = у-

Поверхности пола и стенок, закрытые диванами с рундуками, шкафами или
перегородками, не включаются при расчёте теплопоглощения.

9.	ТЕПЛОВАЯ ИНЕРЦИЯ КУЗОВА ВАГОНА

Теплотехнические качества кузовов пассажирских и изотермических
вагонов оцениваются коэффициентом тепловой инерции ф
и затуханием температурных колебаний в ограждениях.

Коэффициент ф характеризует способность ограждений затормаживать
температурные колебания воздуха внутри помещения или кузова.

Коэффициент тепловой инерции кузова определяется из выражения

Р

‘ KnpFc

Кпр F с

(649)

где — коэффициент теплопоглощения соответствующей поверхности
ограждения кузова (боковые и лобовые стенки, пол, крыша,
окна и т. д.) в ккал!м2 час °C, определяемый формулой (620);
остальные величины имеют прежнее значение.

Как следует из формул (620) и (649), коэффициент ф зависит от ав,
Ув, Fc и Knpt т. е. от строительных особенностей кузова: размеров
кузова и всех его ограждений, материала ограждений, расположения слоёв
материала, их толщины, коэффициентов теплопередачи ограждений и т. д.
Значение ф не зависит от системы отопления, но его величина меняется
в зависимости от * периода колебаний z, т. е. от режима эксплуатации
отопительной системы..

Пользуясь формулами (625) и (649), найдём, что

=	.	(650)

Если амплитуда At принята равной ±3°, а расчётный перепад тем-
ператур для зимнего времени te — tH = 55° и коэффициент неравномер-
ности т = 0,25 4- 0,30, то для пассажирского вагона

,	(0,25 4-0,30)55	. А ,

ф = 1-----о----— =4,6 — 5,5.

о

Значение ф получено без учёта наличия мебели, перегородок, а также
пассажиров и их багажа.

10.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА ТЕПЛА, ВНОСИМОГО ЛУЧИСТОЙ
ЭНЕРГИЕЙ СОЛНЦА ЧЕРЕЗ ОГРАЖДЕНИЯ КУЗОВА, II АМПЛИТУДЫ

КОЛЕБАНИЙ ТЕМПЕРАТУРЫ ВОЗДУХА

Лучистая солнечная энергия, падающая на поверхность ограждения,
частью поглощается, частью отражается, а в случае прозрачного ограж-
дения (например окна) частью проходит через ограждение внутрь поме-
щения.

Количество энергии J, доставляемой солнечными лучами на единицу
поверхности, расположенной любым образом относительно направления
солнечных лучей, будем называть (по Разумову) интенсивностью
солнечного облучения. Она измеряется в ккал/м2 час.

Напряжение солнечной радиации на вертикальную поверхность обо-
значим через Je, горизонтальную J3 и наклонную J н.

Интенсивность солнечного облучения зависит от высоты стояния солнца,
прозрачности атмосферы и ориентации поверхности.

Интенсивности полного солнечного облучения (т. е. прямыми и рас-
сеянными лучами) по отдельным часам на горизонтальные и вертикальные
поверхности, различно ориентированные относительно стран света и рас-
положенные в различных широтах северного полушария, определяются
расчётом и имеются в справочных таблицах. Некоторые данные, необходи-
мые для расчётов, приведены в табл. 68.

Поглощение тепла, доставляемого лучистой энергией солнца, зависит
от коэффициента поглощения солнечных лучей Л5 внешней поверхностью
ограждения. Величина зависит от цвета и состояния поверхности.
При белой гладкой поверхности Л5 = 0,2 4-0,4; серой и тёмносерой Л5 =
= 0,4 4-0,5; зелёной, красной и коричневой Л^ = 0,5 4-0,7; тёмноокра-
шенной и синей Л5 = 0,7 4-0,8; тёмносиней и чёрной Л^ = 0,8 4-0,9.

Вследствие поглощения лучистой энергии в количестве ASJ ккал/м2 час
внешняя поверхность ограждения нагревается и происходит переход тепла
с одной стороны от наружной поверхности к воздуху внутри помещения
и с другой — от наружной поверхности к наружному воздуху. Для уста-
новившейся среднесуточной теплопередачи

VC, = M^) + ^('«-4)>	(651)

ан А

где ан — коэффициент теплоперехода, определяемый по формуле (602) или
(603);

— температура внешней поверхности ограждения (среднесуточная);

tH — температура наружного воздуха (среднесуточная);

te—температура воздуха внутри вагона (среднесуточная);

К — коэффициент теплопередачи ограждения.
Таблица 68

Интенсивности J полного солнечного облучения горизонтальных и вертикальных
поверхностей, различно ориентированных относительно стран света в июле месяце1

Ориентация по странам света	Юг	Восток и запад	Юго-восток и юго-запад	Северо-восток и северо- запад	Горизонт
Географическая ши- рота2 в J		30 45 60	30 45 60	30 45 60	30 45 60	30 45 60
Среднесуточная ин- тенсивность полного солнечного облучения JСр в ккал/м2 час . . .	39 96 150	115 128 144	89 125 161	84 79 82	288 276 255
Максимальная интен- сивность Jтах в ккал/м2 час		188 380 543	611 601 57€	420 499 572	473 446 433	868 781 655
Амплитуда солнечного облучения AJ = Jтах — —JCp в ккал)м2час	149 284 393	496 473 435	331 374 411	389 367 351	580 505 400
Часы максимума сол- нечного облучения . .	12 12 12	8 8 7  16 16 17	9 9 9  15 15 15	8 7 6  16 17 18	12 12 12

1	Таблица взята из книги А. М. Ш к л о в е р а. Теплоустойчивость зданий. Гос-
издат. литер, по строит, и арх., Москва, 1952.

2	Для широт местностей, не указанных в таблице, все необходимые данные
определяются интерполированием.

Из уравнения (651) определим температуру внешней поверхности
ограждения1:

__ а« / AsJcp . . \ । К	/аасп

н ~------- “L------г ^ + —	(652)

ан у а«	/ а«

или, прибавляя и вычитая по в правой части выражения (652), по-
лучим

ZH = ^zA(^ + tH_te) +t'_	(653)

aw у aw

Количество тепла Qc, вносимого в толщу ограждения через наруж-
ную поверхность площадью F м2, облучаемую солнцем, определяется из
выражения (604)

a« —л

Подставив вместо тн его значение из выражения (653), получим

К	/ А I	\

Qc= AsJcpF + K(t H — ta)F = KF f-p? + tH - ta .	(654)

a.w	I 0Cw	j	v 7

2^

В уравнении (654) слагаемое — AsJcpF равно количеству тепла, вно-
ан

симого солнечной радиацией через ограждение площадью F м2, а второе

1 При более точных расчётах вместо температуры наружного воздуха tH берётся
расчётная температура В зависимости от абсолютной влажности, температуры
и скорости воздуха можно принять —/^3-?5°.
слагаемое K(tH — te) F — количеству тепла, поступающего через это же
ограждение вследствие разности температур внутреннего и наружного
воздуха.

л	-А » J 1	и

Отношение = t9Ke называется эквивалентной температу-
ан

рой солнечного облучения, а сумма t3Ke + t* = tcyMM—суммар-
ной наружной температурой.

Все тепловые воздействия на ограждение могут быть сведены к влия-
нию суммарной наружной температуры tcyMM, которой следует заменить
наружную расчётную температуру tH в обычной формуле теплопередачи.
Для остеклённой поверхности окон следует принимать 1Сумм = tH.

Наружная температура воздуха tH и эквивалентная температура сол-
нечного облучения t9Ke изменяются в течение суток. Обычно в расчётах
принимают, что отклонение указанных температур от их средней вели-
чины происходит по закону гармонических колебаний. Амплитуды гармо-
нических колебаний температуры наружного воздуха Ак и эквивалент-
ной температуры Аэкв можно просуммировать, пользуясь для этой цели таб-
лицами или графиками изменения температуры tH и напряжений солнечной
радиации в течение суток. По найденным суммарным температурам опреде-
ляют количество среднесуточного тепла, поступающего через ограждения
вследствие теплопередачи [формула (654)], и количество тепла, поступаю-
щего через те же ограждения вследствие колебаний в течение суток тем-
пературы наружного воздуха и интенсивности солнечного облучения.
Амплитуду суммарной наружной температуры АсуМм А. М. Шкловер
предлагает определять из выражения

АсУмм = (Аэкв “Ь Ан) ф ,	(655)

где ф' — поправочный коэффициент, учитывающий несовпадение по вре-
мени максимумов колебаний температур 19кв и tH.

Значения коэффициента ф' приведены в табл. 69.

Таблица 69

Значения коэффициента ф'

	Интервал в часах									
Отношение амплитуд	1	2	3	4	5	1  G	7	8	9	10
1:1	0,99	0,97	0,92	0,87	0,79	0,71	0,61	0,50	0,38	0,26
2:1	0,99	0,97	0,93	0,88	0,82	0,75	0,66	0,57	0,49	0,41
3:1	0,99	0,97	0,94	0,90	0,85	0,79	0,73	0,66	0,60	0,54

Приведённые выше формулы (652), (653) и (654) для определения тк
и Qc применимы для любого момента времени независимо от того, имеем
мы дело с постоянным или переменным температурным режимом.

Пример. Амплитуда колебаний наружного воздуха АН=±8ЭС, географическая
широта—60°, ограждение расположено горизонтально (крыша вагона) и окрашено в серый
цвет; при стоянке вагона в зависимости от скорости ветра ан = 8 4- 20 ккал/м2 час °C.

По табл. 68 находим амплитуду солнечного облучения
AJ = ^max — JCp = 400 ккал]м2 час.

Коэффициент поглощения А,, принимаем 0,5, тогда амплитуда эквивалентной тем-
пературы солнечного облучения при = 20 ккал]м2 час °C составляет

А — —--------

9Кв

0,5 • 4С0

20

Ю,0°С.

Наибольшая температура воздуха бывает в 15 час. (по солнечному времени),
поэтому интервал между максимальной эквивалентной температурой и температурой
наружного воздуха составляет 15—12 = 3 часа. Для этого интервала при
'Ан = 10 .' 8 = 1,25 согласно табл. 69 коэффициент Ф' ж 0,925, а амплитуда
суммарной температуры равна

AcUMM = (A3Kt + АН ) 4-' = (10 + 8) 0,925 = 16,7’С.
Вследствие изменения суммарной температуры происходит изменение
температуры на внутренних поверхностях ограждений и температуры
воздуха te внутри вагона.

Число &, показывающее отношение амплитуды суммарной наружной
температуры Асумм к амплитуде колебаний температуры Az на внутрен-
ней поверхности, называется сквозным затуханием в огражде-
нии. А. М. Шкловер для определения & предложил формулу

л

$ = -1^-=0,90г
Az

~ Ri Ui

1/~2 (У1 + «а) (у2 + У\) . . . {уп Ч- Ул-1)	+ Уд zgrfix

(У1+У1)(^+У2)...(^+Уд)	«« М ’

где У1—коэффициент теплоусвоения материала отдельного слоя;

Уу—коэффициент теплоусвоения поверхности слоя ограждения, вос-
принимающего тепловую волну;

—термические сопротивления каждого из слоёв ограждения;
е—основание натуральных логарифмов.

Индексом 1 в формуле (656) обозначен внутренний слой, а индек-
сом п — наружный (это обозначение справедливо для случая направления
волны снаружи внутрь).

Величина yt вычисляется по формуле (634).

Величина Ух- определяется для «толстого» и «тонкого» слоёв различно:

1)	если

^У1> !-

ТО

=

2)	если

1,

ТО

У __ Ritfl + Yi-\

i + R.Yi-x ’
где индекс i—1 обозначает порядковый номер слоя, расположенного
глубже по пути движения волны.

Для нахождения Yt предварительно вычисляют У/-1 из последнего
выражения. Когда слой i—1 является «тонким», то Уу-i зависит от У
дальнейшего слоя, т. е. от Ух_2 , и т. д.;

3)	если слой «толстый», то

У/-1 = yi_\ ;

4)	если первый слой (i = 1) «тонкий», то величина Ух_1 равна

Ух_ j = У0 = ав.

Для воздушной прослойки ^ = 0.

Очень тонкие слои (кровельная сталь, лист толя и т. д.), у которых
/?z^0, можно не учитывать при определении сквозного затухания через
ограждение.

Пример. Стенка вагона состоит из следующих слоёв:' фанеры (Зх = 0,01 ж;

= 0,077 °C м2 час/ккал; уг = 3,5 ккал/м2час °C); мипоры (о2 = 0,07 м; R2 = 2,0
°C м2 час/кхал; у2 = 0,262 ккал/м2 час °C); наружной стальной обшивки (Ва = 0,003 м;
₽з = 0,00008 °C At2 час/кь ал; yz = 95,8 ккал/м2 час °C). Период колебания г = 24 часа
и ая= 20 ккал/м2 час °C.

Найти затухание суточных температурных амплитуд наружного воздуха.

Находим У для всех слоёв, начиная с первого (внутреннего):

+ Y„

У о = ав = 7,5 ккал/м2час °C; Уг = ~~уд ' =
0,077 • 3,5а + 7,5

—	। । Q Q77 7 5	— 5,35 ккал/м2 час С.
R^2 + Г

Уз“ 1 + R2 У,

2 • 0,262г + 5,35

1 t 2 • 5,35

= 0,47 ккал!м2 час °C;

R» Уз + у2 0,00008 • 95,82 + 0,47

Уз= 1 + R3 У2 =	1 + 0,00008-0,47	— 1,23 ккал/мг час °C,

£Riyi = 0,077 • 3,5 + 2 • 0,262 + 0,00008 • 95,8 = 0,794.

Подставляя найденные значения величин в формулу (656), получим

0,794

П ТТ (3,5 + 7,5) (0,262 + 5,35) (95,8 + 0,47) 20 + 1,23
-а - 0,90 е • (3,5	5,35) (0,2б2 0 47) (95,8 + 1,23) •	20	- 17,3.

При численных значениях а 20 влияние амплитуд температурных колебаний
наружного воздуха на изменение амплитуд температуры воздуха внутри кузова яв-
ляется незначительным.

Амплитуда температурных колебаний на внутренней поверхности
ограждения Ах определяется из выражения

А сумм

(657)

Амплитуда Ах запаздывает по отношению к амплитуде колебаний
Асумм суммарной наружной температуры на zx часов.

А. М. Шкловер предложил для определения zx следующую формулу:

Z1 = 13 (40’5S RiVi — arctg

YH

a«V 2/

(658)

где Ув—коэффициент теплоусвоения внутренней поверхности ограждения
при направлении волны изнутри наружу;

Ун — коэффициент теплоусвоения наружной поверхности при направле-
нии волны снаружи внутрь.

Для ограждений, обладающих термическим сопротивлением, но с ма-
лой теплоустойчивостью (окна, ограждения с рядом воздушных прослоек,
разделённых альфолем или тонкими листами стекла, и т. п.)

$ = /?oae.	(659)

Изменение температуры на внутренней поверхности ограждения вы-
зывает колебания температуры воздуха te внутри вагона. Амплитуду ко-
лебания At можно получить из выражений (623) и (625):

А - Aq

В данном случае

Aq = ав Ах FH

ae А сумм Fн

5

Следовательно, амплитуда колебаний температуры воздуха внутри
вагона от действия солнечной радиации и колебаний температуры наруж-
ного воздуха выражается формулой

Д — 12»** Асумм FH

‘ (

Величина Ах, определяемая формулой (657), является амплитудой коле-
баний температуры на внутренней поверхности от действия наружной
суммарной температуры.

От действия колебаний температуры внутреннего воздуха с амплитудой
At величина Ах соответственно изменяется; следовательно, формула
(657) не определяет окончательного значения этой величины. Точное зна-
чение Ах по формуле (657) получается только при отсутствии колебаний
температуры внутреннего воздуха.
Если внутри кузова имеются источники тепловыделений, вызываю-
щих гармонические колебания теплового потока с амплитудой Aq, то
амплитуда колебаний температуры воздуха выразится формулой

‘ 2М •

Источниками эксплуатационных тепловыделений являются пассажиры,
двигатели, светильники и лучистая энергия, проникающая через световые
проёмы.

Для окон с одинарным остеклением количество тепла, вносимого
солнечной радиацией, определяется из выражения

Qs = 0,85 JF0K,	(661)

а для окон с двойным остеклением

Q5 = 0,7 JFok,	(662)

где J — интенсивность облучения стены той же ориентации, a F0K — застек-
лённая поверхность окна в м2.

Загрязнение окна снижает количество тепла, вносимое радиацией,
на 25 — 50%. Занавески могут снизить количество тепла, вносимого сол-
нечной радиацией через окна, на 50—60%.

Среднесуточная температура воздуха ie. ср внутри вагона (без холо-
дильной установки) зависит от среднесуточной суммарной температуры
1сумм.ср- Эта зависимость выражается формулой

у Qa. ср 4“ S Fн ^сумм. ср

^KHFH ’	(663)

где Кн и FH — соответственно коэффициент теплопередачи в ккал/м2час °C
и площадь поверхности в м2 каждой части наружного ог-
раждения;

Qa.cp— среднесуточное количество тепла, выделяемого внутри ку-
зова вагона при его эксплуатации, в ккал/час.

К теплу, выделяемому при эксплуатации, кроме источников, указан-
ных выше, относят и отрицательное тепло при охлаждении помещения
искусственными мерами (вентиляция, устройства для охлаждения воздуха).

При отсутствии тепловыделений = 0 и 1в. ср = 1Сумм ср •

Кузов вагона имеет несколько видов наружных ограждений (пол,
крыша, стенки и окна), передающих наружные температурные колебания,
которые отдельно учитываются, а получающиеся колебания температур
внутреннего воздуха для каждого момента складываются. Если, кроме
того, имеются колебания эксплуатационных тепловыделений с амплитудой
то отклонение от температуры ср можно определить по формуле

я . V1 АСуММ' ан Fи
+ £j--------$-----

А>=--------зад---------	(664)

Сложение амплитуд в данном случае производится геометрически,
т. е. с учётом сдвигов колебаний во времени. Как следует из формулы
(664), суммарный коэффициент теплопоглсщения кузова	влияет и

на величину температурных колебаний внутреннего воздуха, вызываемых
неравномерностью эксплуатационных тепловыделений.
ГЛАВА XIX

СИСТЕМЫ ОТОПЛЕНИЯ ВАГОНОВ

В вагонах применяются следующие системы отопления: печное, водяное»
паровое высокого давления, паровое низкого давления, пароводяное, паро’
воздушное и электрическое. Основные требования, предъявляемые к системам
отопления, сводятся к следующему:

1)	отопление должно поддерживать равномерную температуру воздуха
во всех отделениях вагона;

2)	отопление должно допускать регулирование температуры;

3)	лучистая теплота, выделяемая нагревательными приборами, должна
быть умеренной;

4)	обслуживание и содержание приборов отопления должно быть по воз-
можности простым и не вызывать загрязнения вагона;

5)	отопление должно быть безопасным в пожарном отношении;

6)	приборы отопления не должны давать копоти и дыма.

Большинство существующих систем отопления не удовлетворяет многим
из перечисленных требований; неравномерность нагревания различных отде-
лений вагона и невозможность бы-

Фиг. 521. Чугунная печь облегчённого типа

ных поездах, а также изотермических и

строго изменения температуры в
зависимости от потребности со-
ставляют обычные недостатки су-
ществующих систем.

Выбирая систему отопления,
следует иметь в виду, что при
одинаковых теплопотерях кузова
вагона внутренний температурный
перепад между температурой te
воздуха и температурой внут-
ренней поверхности ограждений
кузова будет больше при воздуш-
ном отоплении, чем при отоплении
с нагревательной поверхностью.

1.	ПЕЧНОЕ ОТОПЛЕНИЕ

Печное, или «сухое», отопле-
ние применяется в некоторых
старотипных пассажирских ваго-
нах, обращающихся в пригород-
крытых грузовых вагонах при люд-

ских перевозках в последних.

Печи обычно отливаются из чугуна. На фиг. 521 изображена чугунная
печь облегчённого типа; для удобства переноски на ней имеются две откидные

ручки.

Для предохранения от интенсивного лучеиспускания наружную поверх-
ность печи и выводной трубы иногда покрывают кожухом из листовой стали
с отверстиями диаметром 50 мм. Отопление печей производится дровами
или каменным углём. Расход угля составляет около 2 кг/час. Чугунные
печи устанавливаются в вагоне с соблюдением следующих противопожарных
правил:

1)	стенки печи должны находиться не ближе 100 мм от стенок вагона;

2)	близлежащие от печи стенки кузова должны обиваться кровельной
сталью с прокладкой асбеста и, кроме того, на расстоянии не менее 25 мм
от стенок должен укрепляться лист обшивочной стали для образования
воздушной прослойки, при этом внизу и вверху лист должен иметь отвер-
стия для циркуляции воздуха;

3)	от пола до низа печи должно быть расстояние не менее 75 мм\

4)	пол под печью должен быть обит кровельной сталью по асбестовому
картону;

5)	печь не должна колебаться от сотрясений во время хода поезда.

Дымовая труба от печи выводится через крышу вагона; в отверстии крыши
устанавливается металлическая коробка — разделка с двумя стенками, между
которыми помещён изолирующий материал. Вверху труба оканчивается флю-
гаркой, предохраняющей трубу от попадания в неё снега и дождя. Посто-
янная типовая разделка для крытых вагонов показана выше (см. фиг. 365).

Недостатками печного отопления являются неравномерность нагрева-
ния, резкая разница температур в различных частях кузова, опасность в по-
жарном отношении и загрязнение вагона.

2.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕПЛОПОТЕРЬ И ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ
НАГРЕВАТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ В ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНАХ

Количество тепла, которое должны давать все нагревательные при-
боры вагона (отопительная сеть и воздухоподогреватели), составляет

=	+	(665)

где Qo — количество тепла, теряемого через ограждения кузова, равное
Клр Fc (te — tH),b ккал/час\

Qe — количество тепла, необходимого для подогрева G кг/час пода-
ваемого в вагон воздуха, равное 0,24G (tn — /н), в ккал/час\

Qn — количество тепла, выделяемого п пассажирами в течение 1 часа,
равное 75и, в ккал/час\

Кпр — приведённый коэффициент теплопередачи ограждений кузова
в ккал/м2 час °C;

Fc—общая наружная плсщадь ограждений кузова в м2\

te — расчётная температура воздуха внутри вагона в °C;

/н— температура наружного воздуха в СС;

tn — температура подаваемого в вагон воздуха в °C.

Поверхность нагрева отопительной системы Fот определяют, по-
лагая, что нагревательные приборы пополняют только потери тепла, рав-
ные Qo — Qn, поэтому

где Кот — коэффициент теплопередачи стенок отопительных приборов
в ккал/м2 час

tm — температура теплоносителя в °C.

Температуру теплоносителя принимают:

для пара

^ = 0,9^,	(667)

где — начальная температура пара, т. е. при входе в отопительную
сеть:
ДЛЯ ВОДЫ

^2 +

2



(668)

где /2 — начальная, а /0 — конечная температура воды, т. е. при входе и
выходе из отопительной сети.

Коэффициенты теплопередачи для нагревательных труб, применяемых
при паровом и водяном отоплении, приводятся в справочниках1.

В вагонах с водяным отоплением верхние трубы отопительной си-
стемы, а с паровым отоплением — магистральные трубы изолируются для
меньшей отдачи тепла вверху кузова, где воздух имеет более высокую
температуру.

Количество тепла, передаваемого 1 пог. м изолированной трубы,
определяется по формуле

q = —.	М	ккал/час,	(669)

1	.	*	1

DHae 1П de

где tm — средняя температура теплоносителя в °C, определяемая в зави-
симости от греющей среды по формулам (667) или (668);

te — средняя температура воздуха, окружающего трубу, в °C;

DH — наружный диаметр трубы (вместе с изоляцией) в м\

ав — коэффициент теплоотдачи наружной поверхности к окружающему
воздуху в ккал/м2 час °С\

— коэффициент теплопроводности изоляции в ккал/м2 час °C;

de — внутренний диаметр трубы в м.

Для того чтобы применение изоляции при заданных внешнем диа-
метре трубы DH и коэффициенте теплоотдачи ав безусловно вызвало сни-
жение теплопотерь, необходимо в качестве изоляции выбирать такой ма-

DH
~~2~

териал, коэффициент теплопроводности которого не превышает

т. е.

а« DH

~2~ '

и

(670)

Поверхность нагрева водяного котла определяется по формуле

=	(671)

Чл. н

где Qn. н — количество ккал тепла, снимаемого в час с 1 м2 поверхности
нагрева котла;

Р— коэффициент, учитывающий тепловые потери котла в окружаю-
щую среду; р = 1,05 -i- 1,10.

В водяных котлах без кипятильных трубок принимается Qn. н =
= 8000 ккал/м2час, а в водяных котлах с кипятильными трубками
Qn н = 10000 ккал/м2 час.

Часовой расход топлива определяется из выражения

=	(672)

где — к.п.д. котла, равный 0,40 — 0,65. Он зависит от качества топ-
лива и разрежения в дымовой трубе;

h — теплотворная способность топлива в ккал/кг.

3.	ВОДЯНОЕ ОТОПЛЕНИЕ

В вагонах применяется водяное отопление низкого давления. Внешним
отличительным признаком этого типа отопления является то, что вода, на-
полняющая систему, свободно сообщается с атмосферой и имеет всегда тем-

1 Машиностроение, Энциклопедический справочник, т. XIV, Машгиз, 1946, стр.

507. Технический справочник железнодорожника, т. 6, Трансжелдориздат, 1952,
стр. 820.
Фиг. 522. Схема водяного отопления низкого
давления металлического вагона

пературу ниже 100°. Водяное отопление может иметь естественную или при-
нудительную циркуляцию.

Естественная циркуляция легко осуществляется в системах с верхней
разводкой труб. При верхней разводке труб от расширителя отходят две
изолированные трубы (подводящие), расположенные вдоль боковых стенок
вагона над окнами. У противоположного конца вагона трубы изменяют на-
правление: сначала идут верти-
кально вниз, затем по низу
вдоль боковых стенок вагона
возвращаются к нижней части
котла. Нижние трубы назы-
ваются нагревательными.

В системах водяного отоп-
ления с нижней разводкой труб
каждая ветвь по выходе из
расширителя опускается вниз и
идёт вдоль боковой стенки над
полом до конца вагона и снова
возвращается по низу к котлу.
В такой системе вследствие
незначительной разницы плот-
ностей воды в котле и верти-

кально расположенной нагревательной ветви располагаемый гидравличе-
ский напор очень мал и в этом случае приходится устанавливать циркуля-
ционный насос. Создание гидравлического напора специальным насосом
является недостатком системы с нижней разводкой труб. Однако примене-
ние циркуляционного насоса позволяет иметь нагревательные трубы с мень-
шим диаметром, а следовательно, и меньшего веса.

Схема устройства водяного отопления низкого давления с естественной
циркуляцией и верхней разводкой труб в металлических вагонах отечествен-
ной постройки изображена на фиг. 522.

Нагретая в котле вода проходит через трубу 1 в расширитель 2. Расши-
ритель принимает избыток воды, образующийся вследствие увеличения её
объёма от нагревания. Расширитель, свободно сообщаясь с атмосферой, спо-
собствует освобождению воды от воздуха, скопление которого в трубах ото-
пительной сети ухудшает циркуляцию.

Объём расширителя принимается равным 5—10% объёма воды, находя-
щейся в системе отопления. У большинства металлических вагонов рас-
ширитель служит и подогревателем воздуха, подаваемого в вагон. От
расширителя-воздухоподогревателя идут две самостоятельные верхние раз-
водящие трубы 3 и 3'9 стояки 4 и 4', нижние нагревательные трубы 5 и 5',
которые присоединяются внизу к котлу через грязевики. Верхние трубы 3 и 3'
изолируются для меньшей отдачи тепла вверху, где воздух имеет более высо-
кую температуру.

Действующий в этой отопительной системе гидравлический напор опре-
деляется из выражения

н = 11+11Л1 + Il+TiЛг +	+ 21 + ь

_ V h	+ Ys Л

— Yi пб	2	77 5 ’

(673)

где Yi, Y2, Уз, Yo Ys— вес в кг 1 л3 воды, соответствующий темпера-
турам:	— в расширителе; t2 и t3—в начале и

конце верхней разводящей трубы; и t5 — в на-
чале и конце нижней нагревательной трубы;

Л2, Л3, Л4 — вертикальные проекции верхней разводящей трубы,
стояка и нижней нагревательной трубы соответ-
ственно в м\
hx — высота столба

воды в м с объёмным весом 11 г

й5 — высота столба воды в м с объёмным весом ;

йв — высота столба воды в м с объёмным весом

В существующих системах водяного отопления вагонов в зависи
мости от перепада температур — /5 и форсировки котла высота hs,
изменяется в узких пределах; уровень, разделяющий й5 и Лв, нахо-
дится на 200—300 мм выше решётки котла. Остальные высоты определя-
ются из чертежей отопления.

Располагаемый напор Н расходуется на преодоление сопротивле-
ния в прямолинейной части трубопровода 2 RI и местных сопротивлений

ш1 2

Z =	2gY отопительной системы

tf = SW + S^Y-

Падение напора на 1 м длины прямолинейной части трубы
ляется по формуле

П , И>2 Y

R = л п- • -у ММ вод. ст.,
2g d
где d — диаметр трубы в м;

w— скорость движения воды в трубах отопления в м/сек;

Л — для Re от 2 320 до 105,

(674)

вычис-

(675)

(676)

=	— критерий Рейнольдса;

(677)

v — кинематическая вязкость воды при данной температуре в м2/сек.
Значения v приводятся в справочниках Ч

В системах отопления с естественной циркуляцией w = 0,04 -?

0,06 м/сек. Значения коэффициентов £ местных сопротивлений приводят-
ся в справочниках2.

Количество В л/час циркулирующей воды и её скорость w м/сек
в каждой ветви сети труб диаметром d мм определяются из выражений:

Qp __ к 3 600;ш^2
2(/1-/б) ~ "4	Г0«	;

__ 4 . 106В	355 В

,£}~ к 3600 yd2 — yd2 ’

(678)

(679)

где Qp—количество тепла, которое должны обеспечивать нагревательные
приборы, в ккал/час.

Опытами, проведёнными сотрудниками завода имени Егорова, уста-
новлено, что количество воды, циркулирующей в каждой ветви отопи-
тельной системы металлического вагона, достигает 500 л/час при темпе-
ратуре воды в расширителе 90 — 95°С.

Ограждение нагревательных приборов вертикальными стенками или
горизонтальными полками уменьшает их теплоотдачу. Например, дере-
вянная полка над прибором (фиг. 523, а) уменьшает теплоотдачу прибора:

Расстояние Л1 в мм	| 40	80	I 100
Уменьшение теплоотдачи			
В %		.5	3	2

1 Технический справочник железнодорожника, т. 6, Трансжелдориздат, 1952,
стр. 821.

2 Т а м же, стр. 822.
Ограждение нагревательного прибора, выполненное, как показано на
фиг. 523,6, уменьшает теплоотдачу:

Расстояние Л, в мм | £20 | ISO I 150

Уменьшение теплоотдачи
в %......................

13

19	25

Наивыгоднейшим является расстояние от стенок до труб системы водя-

ного отопления, равное 50—60 мм. Расстояние между стенками параллельно

расположенных нагревательных гладких труб не должно быть менее (1 -?2)d,
где d — наружный диаметр трубы, в против-

ном случае резко понижается лучеиспускаю-
щая способность прибора.

Окраска нагревательных труб влияет в
большинстве случаев отрицательно на их теп-
лоотдачу. Окраска белой эмалью или цинко-
выми белилами уменьшает теплоотдачу по от-
ношению к неокрашенному прибору на 1,0%,
матовой зелёной эмалью на 4,4%, медной брон-
зой на 24,0%, алюминиевой краской на 24,8%.

Температура горячей воды в расширителе
при самой низкой температуре наружного воз-
духа не должна превышать 85—90° С. При пра-
вильном режиме отопления температура воды
при выходе из расширителя редко превосходит
80°, а в нагревательных трубах, постепенно
охлаждаясь, понижается до 50 — 60°, следова-
тельно, средняя температура воды в системе
не превосходит 65—70°.

Перепад температур в системе водяного
отопления, достигающий 20—30°, зависит от
разности температур наружного воздуха и вну-
три вагона.





Ф07

^5

Фиг. 524. Котёл водяного отоп-
ления вагона длиной 20,2 м









<Риг. 523. Ограждение нагревательных
приборов

На фиг. 524 изображён котёл водяного отопления вагона длиной 20,2 м.
Наружный цилиндрический кожух водяного котла вертикального типа с вну-
тренней топкой сваривается из стального листа толщиной 4 мм, а внутренняя
топка — из листа толщиной 8 мм. Верхняя часть котла соединяется горло-
виной с дном расширителя. К конусообразной верхней части топки на фланце
присоединяется дымовая труба, проходящая внутри горловины и расши-
рителя. Эта труба выходит на крышу вагона и заканчивается флюгаркой,
повышающей тягу в котле. Цилиндрическая часть расширителя изготовляется
из листовой стали толщиной 4 мм, а днище — из. листа толщиной 6 мм.
Крышка расширителя укреплена болтами. В ней имеется воронка с крышкой.
Через воронку наполняется водой расширитель.

Котёл устанавливается на чугунном поддоне, укреплённом на балках
рамы вагона. Нижняя часть поддона служит зольником, а на верхнюю укла-
дывается круглой формы колосниковая решётка. Площадь решётки равна
0,106 м2.

Поверхность нагрева котла составляет 2,18 ж2, объём топочного простран-
ства 0,121 л:3, теплопроизводительнссть 17 500 ккал/час.

В трёхосных пассажирских вагонах трубы отопления имеют внутренний
диаметр 51 мм; диаметр труб в_четырёхссных жёстких вагонах с деревянным
кузовом равен: верхних 57 мм, на-
гревательных при одной трубе с
каждой стороны 70 мм, а при двух
трубах с каждой стороны 44—51 мм;
в мягких вагонах длиной 20,2 м со
стороны купе верхние и нижние
трубы имеют диаметр 70 мм, а по
коридору — верхние 57 мм и ниж-
ние 70 мм. В некоторых вагонах
ставятся нижние трубы овального
сечения размером 63,5x127 мм.

Трубы соединяются муфтами или
фланцами.

Верхние изолированные трубы
ставятся с уклоном, равным
1: (150 -? 200), а нижние—отопитель-
ные — 1 : (100 4- 120) по направле-
нию движения воды.

Естественная циркуляция воды
в трубах отопления, как указыва-
лось выше, обусловливается раз-
ностью температур воды в котле и
вертикальной трубе (стояке), соеди-
няющей подводящую трубу с нагре-
вательной. Поэтому стояк обычно
помещается в более холодной части
вагона, например в уборной, и не
изолируется.

При естественной циркуляции
регулирование температуры в вагоне
практически возможно только путём
усиления или уменьшения интен-
сивности процесса отопления котла,
что является недостатком этой си-
стемы отопления. Большим недостат-
ком водяного отопления является
образование накипи в трубах, засо-
рение их и возможность замерзания.
Особенно часто засоряются трубы
водяного отопления, если они при-

креплены к дпишу расширителя. Целесообразнее разводящие трубы укреп-
лять на 130—150 мм выше днища расширителя. Замерзание отопления
происходит от прекращения циркуляции воды вследствие засорения труб,
скопления воздуха в трубах, отсутствия воды в расширителе и закрытия
кранов или вентилей около котла или расширителя па продолжительное
время.

К числу недостатков водяного отопления следует отнести продолжи-
тельность растопки водяного котла и нагревания вагонов. Запас воды в котле
Мягкого вагона длиной 20,2 м составляет около 310 л, а в трубах отопления—
400 л. Разогрев такого количества воды в системе требует много времени.

В описанную конструкцию водяного отопления Ленинградским заводом
имени Егорова внесены следующие изменения. Рядом с расширителем 2
(фиг. 525) выше уровня труб отопления 3 установлен дополнительный
бак 1 ёмкостью 150—200 л. Закрытый расширитель 2 соединён сверху
трубкой 4 с баком 1. Вся система наполняется водой через воронку 5 бака 1.
По мере понижения уровня водяного зеркала в расширителе по трубке 6
диаметром 30 мм производится питание котла водой без помощи насоса на
основе закона сообщающихся сосудов.

В случае нагрева воды до кипения в расширителе пар по трубке 4 по-
ступает в бак /, где и конденсируется. Этим достигается экономия в расхо-
довании воды.

В связи с уменьшением размеров расширителя объём воды в котле и рас-
ширителе составляет 260 л. Уменьшение объёма расширителя способствует
ускорению нагревания воды во время растопки котла, что является одним
из преимуществ самотёчной системы отопления. При этой системе уменьшена
возможность засорения труб отопления вследствие наполнения системы водой
не через расширитель, а через запасный бак.

К недостаткам этой системы следует отнести отсутствие насоса, необ-
ходимого для усиления циркуляции.

4.	ОТОПЛЕНИЕ МЕТАЛЛИЧЕСКИХ ВАГОНОВ

В большинстве металлических вагонов отопительная система не
только пополняет потери тепла, передаваемого наружу через ограждения
кузова, но и подогревает воздух, подаваемый вентиляционной установкой.

В эксплуатируемых металлических вагонах имеются следующие
системы водяного отопления:

1)	со змеевиковым котлом и нижней разводкой труб — в некупейных
вагонах первого выпуска (1946—1948 г);

2)	со змеевиковым котлом и верхней разводкой труб — в вагонах первых
выпусков, прошедших модернизацию;

3)	с котлом, имеющим водяную рубашку, верхней разводкой труб и воз-
духоподогревателем, совмещённым с расширителем котла,—в вагонах с хреб-
товой балкой, выпускаемых с 1949 г.;

4)	с цилиндрическим котлом верхнего горения и ребристыми отопитель-
ными трубами — в купейных вагонах без хребтовой балки постройки 1948 г.;

5)	с прямоугольным котлом нижнего горения и плоскими тонкостенными
радиаторами — в купейных вагонах без хребтовой балки постройки 1948—
1949 гг.;	J

6)	с прямоугольным модернизированным котлом нижнего горения и
верхней разводкой круглых отопительных труб — в купейных вагонах без
хребтовой балки постройки 1949—1951 гг.;

7)	с котлом, имеющим водяную рубашку, верхней разводкой труб, возду-
хоподогревателем, отделённым от расширителя, и приводным циркуляцион-
ным насосом—в вагонах без хребтовой балки, построенных в 1951 г. и позже;

8)	отопление с водоподогревателем — в вагонах-ресторанах.

Металлические некупейные вагоны длиной 23,6 м первого выпуска,
как указывалось выше, оборудовались водяным отоплением с нижней
разводкой труб, змеевиковым котлом и гладкотрубчатым воздухоподогрева-
телем. В кожухе воздухоподогревателя размещались три секции нагрева-
тельных труб (змеевиков), по которым циркулировала горячая вода, а сна-
ружи змеевики омывались воздухом, подаваемым вентилятором в вагон.

Эта система не обеспечивала равномерного нагрева по длине и высоте
вагона, а также требовала значительного расхода электроэнергии на при-
нудительную циркуляцию воды в отопительных трубах. Поэтому с 1948 г.
в металлических вагонах устанавливалось отопление с верхней раз-
водкой труб и змеевиковым котлом. Верхняя разводка обеспечивает нор-
мальную естественную циркуляцию воды в отопительной системе. Конструк-
ция змеевикового котла оказалась неудачной, так как змеевики быстро прого-
рали, изоляция кожуха котла разрушалась и требовала частого ремонта.
В связи с этим с 1949 г. металлические вагоны с хребтовой балкой нача-
ли оборудовать отопительной системой с верхней разводкой труб, более про-
стым по конструкции котлом с водяной рубашкой и трубчатым расширителем-
воздухоподогревателем (фиг. 526). Котёл соединяется с расширителем трубой
диаметром 102 мм. От расширителя вдоль боковых стенок идут две маги-
страли с внутренним диаметром 2*/г”. Каждая магистраль состоит из верхней
трубы, изолированной 12-л<;и войлоком и клеёнкой, стояка, расположенного
вертикально в углу у торцевой стены, и двух нижних параллельно располо-
женных обогревательных труб с внутренним диаметром 21/г". Каждую ветвь
можно отключить от расширителя или уменьшить количество воды, циркули-
рующей по этой отопительной магистрали. Стояки вверху для выпуска воз-
духа снабжены краниками (на фиг. 526 не показаны). Нижние нагреватель-
ные трубы через грязевики соединяются с котлом. Общая поверхность
нагрева труб составляет 27 м2.

-Фиг. 526. Общий вид отопительной системы с верхней разводкой труб и трубчатым
расширителем-воздухоподогревателем:

1 — расширитель-воздухоподогреватель; 2 — котёл; 3—наливная труба; 4—верхняя труба; 5-стояк;
4 — нижняя труба отопления; 7 — грязевик; 5—пробка для спуска воды из котла; 9—вестовая труба
водяного бака; 10—угольный ящик; // — водяной бак; /2—труба от системы водоснабжения; 13—ве-
стовая труба расширителя; 14—наливная воронка; 15—водопробная труба с краником; 16—спускная
труба расширителя

Для питания котла из запасного бака в котельном отделении вагона
имеется плунжерный насос, который в случае надобности используется
для усиления циркуляции в отопительной сети. Налив воды в систему
отопления производится с крыши через расширитель или снизу через налив-
ную трубу под напором. Излишек воды из расширителя переливается в
запасный водяной бак, а в случае его переполнения — наружу через весто-
вую трубу.

Типовой вертикальный водогрейный котёл (фиг. 527) с тремя попереч-
ными кипятильными трубами имеет поверхность нагрева 3,03 и2, площадь
колосниковой решётки 0,19 м2, объём топочного пространства 0,082 м3, тепло-
производительность свыше 30 000 ккал!час. Объём воды в котле равен 280 л;
вес котла без воды — 416 кг. Недостатком этого котла является наличие
паровой пазухи около горловины трубы. В случае закипания воды в котле
в этой пазухе давление пара может настолько повыситься, что вода из котла
будет выбрасываться в расширитель, а из расширителя — наружу.

Объём воды в трубах отопления равен 385 л; ёмкость запасного бака
для воды в котельном отделении 100 л.
Расширитель-воздухоподогреватель (фиг. 528) представляет собой ме-
таллический прямоугольный бак, внутри которого проходят 77—96 глад-
ких труб с внутренним диаметром 25—28 мм и общей поверхностью нагрева

4,5 — 5,5 м2.
235 л.

В зимнее
проходя через

Объём воды в расширителе равен

время воздух, подаваемый в вагон,
трубки расширителя, подогревается

и, следуя далее по воздушному каналу, распре-
деляется по отделениям.

В переходные периоды, когда температура на-
ружного воздуха изменяется от —5 до +5° (осенью
и весной), отключаются обе ветви водяного отопле-
ния и в вагон подаётся воздух, подогретый в воз-
духоподогревателе, что вполне компенсирует все ,
теплопотери через ограждения кузова.

В 1952 г. описанная система отопления получи-
ла следующие изменения: в уборных для лучшего
их обогрева добавлены плоские радиаторы, а для
увеличения поверхности нагрева трубы отопления
снабжены рёбрами.

В мягких вагонах с хребтовой балкой имеется
такая же отопительная система, как и в жёстких
некупейных вагонах, но только обе верхние маги-
страли располагаются в нишах купе над коридором.

В багажных вагонах не требуется приточно-
вытяжной вентиляции, поэтому в системе отопления
расширитель не является воздухоподогревателем. Все
остальные узлы отопления — типовые, как у неку-
пейных вагонов. Для предохранения от замерзания
нагревательных труб в багажном отделении они тща-
тельно изолируются.

В почтовых вагонах устанавливаются типовые
котёл и расширитель-воздухоподогреватель. Развод-
ка труб до сортировочного зала верхняя, а в сор-
тировочном зале и в купе для бригады—нижняя.

ф170

+ -360

Фиг. 527. Вертикальный
водяной котёл

В купейных жёстких вагонах первых выпусков, как указывалось выше,
устанавливалось водяное отопление с цилиндрическими и прямоугольными

Фиг. 528. Расширитель^зоздухоподогреватель

низкими котлами, ребристыми трубами или тонкостенными радиаторами.
С 1951 г. жёсткие купейные вагоны с приточно-вытяжной вентиляцией обо-
рудуются типовым водяным коглом (см. фиг. 527), отопительной сетью с верх-
ней разводкой гладких труб (фиг. 529) и разделёнными пластинчатым возду-
хоподогревателем (фиг. 530) с поверхностью нагрева 14,6 м2, и расширите-
лем. Для усиления циркуляции воды в трубах отопления предусмотрен
центробежный насос с приводом от электродвигателя.

40* Вагоны
Фиг. 529. Схема отопительной системы с типовым котлом и разделёнными воздухоподо-
гревателем и расширителем:

/ — котёл; 2 — воздухоподогреватель; 3 — ручной насос; 4 — вестовая труба; 5 — гидрометр;
6 — расширитель; 7—воздухоотводный трубопровод; 8—наливная воронка; р—вентиль; 10—воздуш-
ный краник; //—дроссельная заслонка; 12—водяной бак уборной; 13-запасный водяной бак;
14—грязевик; 15—f ереливная труба; 16 штуцер наливной трубы бака уборной; /7—циркуляцион-
ный центробежный насос; 18 рычаг дроссельной заслонки; 19 -обратный клапан; 20—водопробный
краник; 2/-термометр; 22-грязевая пробка; 23—электродвигатель

Фиг. 530. Пластинчатый воздухоподсгреватель

б. ПАРОВОЕ ОТОПЛЕНИЕ

Для отопления вагонов применяется пар высокого и низкого давления.
К паровому отоплению высокого давления относятся системы с давлением,
равным 2—5 ати, а низкого давления — в главном паропроводе 2—5 ати
и в отопительных трубах до 1 ати.

Отопление паром высокого давления может производиться от паровоз-
ного котла, котла, размещённого в особом вагоне, или котла, помещённого
в каждом вагоне, как и при водяном отоплении. В первых двух случаях си-
стема парового отопления называется центральной, а в последнем — инди-
видуальной. Центральное отопление применяется главным образом в вагонах
поездов пригородного и местного сообщения. Схема трубопроводов в вагоне
при центральном паровом отоплении показана на фиг. 531.

Пар в вагон поступает через соединительный резиновый рукав с муфтой.
Рукав ставится выгибом вверх во избежание скопления в нём воды. У потолка
вагона расположена магистральная изолированная труба-/диаметром 32 мм,
к которой присоединены трубы 5 диаметром 13—19 мм, подводящие пар к ото-
пительным трубам 6, идущим вдоль боковых стенок вагона. Подводящие трубы
снабжены вентилями 1, при помощи которых регулируется приток пара
в боковые отопительные ветви. Каждая нагревательная ветвь вагона оканчи-
вается водсстводчиком 2, автоматически выбрасывающим конденсирующуюся
в трубах воду, или же с этой

целью ставятся краны 3 неавто-
матического регулирования.

Расход пара на отопление
одного четырёхосного вагона
зависит от температуры наруж-
ного воздуха и колеблется от
20 до 34 кг/час.

При отоплении от вагона-
паровика последний ставится в

Фиг. 531. Сх.ма центрального парового
отопления	।



середине поезда и может снабжать паром 6 — 8 четырёхосных или f0 — 12
двухсотых вагонов. Вагоны-паровики имеют горизонтальные или вертикаль-
ные котлы с дымогарными трубами. Поверхность нагрева котлов составляет
11 — 20 м2, давление пара 3 — 6 ати. Запас воды приходится иметь срав-
нительно большой (3—5 м3), так как конденсат выпускается наружу, ,
При отоплении от паровоза давление пара, поступающего в вагонную,
магистраль, понижается редукционным клапаном до 3—4 ати.

Преимуществами центрального отопления являются:

1)	меньшее число обслуживающих отопление рабочих;	'

2)	уменьшение расхода топлива;

3)	отпадает необходимость возить в поезде тяжёлые котлы, печи отопле-

ния, а при отоплении от паровоза и вагоны-паровики;

4)	безопасность в пожарном отношении.

Недостатками центрального отопления являются:

1)	неравномерность нагрева вагонов по длине поезда и недостаточное
обогревание при больших морозах вагонов, удалённых от источников пара;

2)	выключение отепления в случаях отцепки паровоза или неисправ-
ности вагона-паровика, а также при отцепке вагона от поезда;

3)	резкий стук конденсационной воды в трубах при впуске в них пара;

4)	высокая температура нагревательных труб;

5)	большой расход воды вследствие выпуска конденсата наружу.

Неравномерность нагрева вагонов по длине поезда устраняется поста-
новкой автоматических регуляторов впуска пара. Применение таких
авторегуляторов в существующих системах центрального парового отопле-
ния намного снижает расход топлива.

При индивидуальном (самостоятельном) паровом отоплении пар посту-
пает в сеть отопления из парового вертикального котла с кипятильными труб-
ками, устанавливаемого в котельном отделении вагона.

Сравнивая рассмотренные системы отопления
между ссбой, можно прийти к следующим выводам.

Согласно опытным данным о расходе топлива самым экономичным является
водяное отопление, затем идут паровое центральное от особого котла и самое

дорогое — паровое самостоятельное.

По стоимости ремонта приборов отопления самым дешёвым является печ-
ное, затем водяное, паровое центральное от особого котла, самое дорогое —
паровое самостоятельное.

По безопасности в пожарном отношении первое место занимает паровое
центральное от паровоза, второе — паровое центральное от особого котла.
Паровое самостоятельное отопление и водяное в одинаковой степени опасны
в пожарном отношении и, наконец, самое опасное в пожарном отношении —
печное.

При паровом самостоятельном отоплении не исключена возможность
взрывов вследствие случайных повреждений самих котлов.

Недостатки парового самостоятельного отопления обусловили замену
его водяным отоплением.
6. ЭЛЕКТРИЧЕСКОЕ ОТОПЛЕНИЕ

Вагоны электрифицированных участков железных дорог имеют элект-
рическое отопление. Электрические нагревательные приборы состоят из
металлических трубок, в которые заключены спирали из нихромовой
проволоки. Стенки трубок изнутри покрыты слоем теплоёмкого вещества
(фиг. 532,а). Нагревательные приборы соединены в две группы (фиг. 532,6):

а)

Фиг. 532. Нагревательный прибор и схема электрического отопления

одна группа питается током, идущим по проводу /, а другая—идущим
по проводу 2. Оба эти провода ответвляются от провода, отходящего
от пантографа. Противоположные концы проводов заземляются через
раму вагона. К проводу 1 присоединяется 7з общего числа нагреватель-
ных приборов, а к проводу 2 соответственно 2/3 приборов. Первая груп-
па приборов в период отопления почти всегда находится под током, а
вторая группа получает ток тогда, когда температура в вагоне стано-
вится ниже нормальной. Включение первой группы производится по-
средством контакта 3 и выключателя 4, Включение и выключение вто-
рой группы производятся автоматически посредством термостопа.
ГЛАВА XX

КОНДИЦИОНИРОВАНИЕ ВОЗДУХА В ПАССАЖИРСКИХ
ВАГОНАХ

1.	ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

Кондиционирование воздуха является новой областью техники. Впервые
кондиционирование воздуха на отечественных железных дорогах было осу-
ществлено в 1902 г. на б. Средне-Азиатской ж. д. в служебном вагоне, а
в 1915 г. на Юго-Западной ж. д. построен вагон-ресторан, в котором при-
менена вентиляция с нагреванием и охлаждением воздуха.

Кондиционирование воздуха применяется с целью поддержания опти-
мальной температуры, влажности, чистоты и скорости движения воздуха
в вагоне независимо от внешних атмосферных условий.

Подаваемый в вагон воздух изменяет микроклиматические условия, вы-
деляя или поглощая тепло и пары воды соответственно тому количеству,
которое выделяется пассажирами, а также источниками тепла или холода,
находящимися внутри или снаружи вагона.

Микроклиматические условия внутри вагона зависят от количества
и качества подаваемого воздуха.

Вводимый в вагон воздух предварительно очищается от пыли, нагре-
вается в воздухоподогревателях или охлаждается в воздухоохладителях (в за-
висимости от времени года), увлажняется или осушается до требуемой сте-
пени влажности. Охлаждение воздуха, подводимого в вагон, производится
посредством льда или эжекторных и компрессионных установок.

В соответствии со своим назначением полный агрегат для кондициониро-
вания воздуха состоит из следующих частей:

1)	вентиляторов и распределительных каналов;

2)	установки для очистки воздуха;

3)	установки для увлажнения или осушения воздуха;

4)	подогревательной установки;

5)	холодильной установки;

6)	источника энергии;

7)	аппаратуры для. контроля и регулировки.

На фиг. 533 показана схема агрегата для кондиционирования воздуха.

Существует несколько систем для кондиционирования воздуха. При
выборе системы учитываются не только климатические условия местностей,
где будут курсировать вагоны, но и экономические показатели агрегата для
кондиционирования воздуха (вес, габариты, мощность и стоимость установки).

В зависимости от климатических условий не всегда монтируют полную
установку для кондиционирования воздуха. В местностях с умеренным кли-
матом иногда отказываются от холодильной установки и ограничиваются
простыми приборами для естественного испарения воды или же увеличивают
количество подаваемого в вагон воздуха. В местностях с континентальным кли-
матом необходима полная установка и, кроме того, самостоятельная отопитель-
ная система, не зависящая от агрегата кондиционирования воздуха. Агрегаты
для кондиционирования воздуха по возможности должны иметь минимальный
вес, чтобы не увеличивать тары вагона, на перевозку которой требуются боль*
шие затраты.

Недостаток места в вагоне часто затрудняет установку всего агрегата
по кондиционированию воздуха.

Фиг. 533. Агрегат для кондиционирования воздуха:

/ — вентилятор; 2 -фильтры; 3— форсунки; 4—воздухоподогреватели; 5-воздухо-
охладитель; 5 — сепараторы; 7—канал для забора наружного воздуха; 8- сетка;
9—рециркуляционный канал для отбора воздуха из вагона; /0- заслонка;

//-распределительный канал (воздуховод(

Трудной задачей при компрессионном охлаждении является возмож-
ность получения большого количества энергии, необходимой для снабжения
агрегата кондиционирования воздуха. На электрифицированных линиях
эта задача решается легко. В поездах с паровой тягой электроэнергию обычно
получают от генераторов, приводимых в действие от оси колёсной пары вагона.

Фиг. 534. Установка неполного конди11Иоьирова<.ия воздуха в метал-
лических нскугкйных ва.онах:

/ — сдвоенный центробежный вентилятор; 2 — электродвигатель; 3—наддверная
вентиляционная решётка; 4 -фильтр; 5 —воздухоподогреватель; 5 —воздуховод;

7 выходная решётка; 8 — обходной канал; 9 — потолочный дефлектор

Установка неполного кондиционирования воздуха в металлических ва-
гонах отечественной постройки схематически изображена на фиг. 534. Сдвоен-
ный центробежный вентилятор /, приводимый в движение электродвигателем
2, установлен над потолком тамбура со стороны котельного отделения.
Воздух поступает в вагон через наддверные вентиляционные решётки 3,
очищается в фильтрах 4, помещённых в потолке тамбура, и проходит в зимнее
время через воздухоподогреватель 5 в воздуховод 6, из которого распреде-
ляется через выходные решётки 7 по купе. Летом, когда в вагон требуется
подавать значительно больше воздуха, в воздуховоде открывается дополни-
тельный обходной канал 8. Зимой вентилятор подаёт 1 200 м3/час, а летом
около 4 000 м3/час.

Воздух из вагона удаляется через потолочные дефлекторы 9 и неплот-
ности окон и дверей.

При неисправности вентиляционной установки или недостаточной подаче
свежего воздуха периодически открываются форточки окон вагона.

Фиг. 535. Схема устройства неполного кондиционирования воздуха жёсткого купей-
ного металлического вагона длиной 23,6 м:

/—фильтр; 2—решётка; 3—всасывающий канал; 4- решётка рециркуляционного канала; 5 — рецирку-
ляционный канал; 6 — дроссель клапан; 7 — вентилятор; 8—нагнетательный воздуховод; 9 — вентиля-
ционная решётка; 10 и / /—переключающие механизмы; /2—электродвигатель; 13—воздухоподогрева-
тель; 14 — регулирующая задвижка; /5--запор фильтра; 16—трубопровод, подающий нагретую воду в
воздухоподогреватель; /7—-обратный трубопровод; 18—задвижка подающего трубопровода; 19—за-
движка обратного трубопровода; 20—воздухоотводная труба; 2/—термопара; 22 труба к термопаре;
23—термометр для определения температуры воздуха в-воздуховоде; 24—спускной кран; 2S— вы-
ключатель двигателя

Нагнетаемый воздух создаёт давление в вагоне: при открытых дефлек-
торах на 3 мм вод. ст., а при закрытых — на 8 мм вод. ст. выше давления
наружного воздуха. Такой избыток давления в значительной мере устра-
няет попадание пыли через щели в окнах, дверях и других частях кузова.

На фиг. 535 изображена схема устройства приточно-вытяжной вентиляции
(с рециркуляцией воздуха), применяемой в жёстких купейных металлических
вагонах длиной 23,6 м постройки 1952 г. В камере перед фильтрами 1 наруж-
ный воздух, поступающий через решётки 2 и каналы <3, смешивается с рецир-
куляционным воздухом, забираемым из кузова вагона через решётки 4, ре-
циркуляционный канал 5 и дроссель-клапан 6. Эта смесь проходит фильтр 1,
засасывается вентиляторами 7 и по нагнетательному воздуховоду 8 через
вентиляционные решётки 9 распределяется по купе.
Количество подаваемого наружного и рециркуляционного воздуха регу-
лируется дроссель-клапанами 6 с помощью переключающих механизмов 10
и И. В летнее время вентиляторы подают воздуха 4 000 м3!час, а зимой —
1 500л3/час.

Вентиляторы 7 приводятся в действие электродвигателем 12 постоянного
тока мощностью 1,2 кет и с числом оборотов 600—1 220 об/мин. В холодные
времена года воздух подогревается в воздухоподогревателе 13, расположенном
в нагнетательном воздуховоде 8. Степень подогрева воздуха регулируется за-
движкой. До 1952 г. купейные вагоны оборудовались вентиляционной
установкой, отличавшейся тем, что она имела два фильтра и вентиляторы
с малой производительностью: в жёстких вагонах летом—1 700 м3!час и зимой—
1 400 м3/час, в мягких—в летнее время 2 300 м3/час и в зимнее—1 700 м3/час.

2.	ОЧИСТКА ВОЗДУХА

Очистка воздуха в вагонах обычно производится масляными фильтрами

Действие масляных фильтров основано на прилипании пыли при ударе
её о поверхности, смоченные липким веществом, например висциновым,
турбинным или компрессорным маслом.

Фиг. 536. Масляный филыр с кольцами:

/ — корпус фильтра; 2 — задвижная крышка с сеткой; 3—проволочная сетка;
^-разграничивающая решётка; 5—кольца; 6 и 7-проволочные сетки

При температуре наружного воздуха свыше +15° фильтры смачиваются
машинным маслом марки С по ГОСТ 2587-44; если температура наружного
воздуха ниже +15°, то применяют турбинное масло марки А по ГОСТ 32-47.

Фильтр состоит из двух металлических сеток, которые вставляются
в раму соответствующих размеров. Внутреннее пространство фильтра запол-
няется металлическими стружками, стеклянной ватой или мелкими полыми
телами, например короткими тонкостенными трубочками (кольцами) диамет-
ром 8—12 мм. Длина трубочек (колец) делается равной их диаметру. Фильтры
с кольцами применяются в вагонах с хребтовыми балками.

В вагонах без хребтовых балок применяются фильтры с металлическими
гофрированными пластинками (фиг. 537). Этот фильтр имеет корпус 1,
изготовленный из листовой стали толщиной 1,5 мм и разделённый перегородкой
2 на две секции. На раме корпуса укреплены наружная 3 и внутренняя 4
решётки. Пространство между решётками заполняется стальными листами 5
с продолговатыми отверстиями и зигзагообразными полосками 6.
Вагоны, построенные в 1951 г. и позже, имеютфильтры из перфорирован-
ных пластинок, укладываемых под углом 90° друг к другу.

Характеристика масляных фильтров приведена в табл. 70.

Таблица 70

Характеристика масляных фильтров

Производительность Сопротивление фильтра
фильтра на 1 м* в м11час в мм вод. ст.

Производительность
фильтра на 1 jm* ъм*]час

Сопротивление фильтра
в мм вод. ст.

2 000

3 000

4 000

5 000

Фильтры обычно рассчитываются
поэтому площадь поперечного сечения
жения

на скорость воздуха 2 — 4 м/сек*
фильтра F определяется из выра-

F 3600(2 4- 4)

(680}

где V — количество подаваемого в вагон воздуха в я3/час.

3.	ВЫБОР ТИПА И ЭФФЕКТИВНОЙ МОЩНОСТИ
ВЕНТИЛЯТОРА

На фиг. 538 изображена схема установки центробежного вентиля-
тора с всасывающим и нагнетательным трубопроводами.

Для перемещения воздуха по нагнетательному трубопроводу на вы-

ходной горловине вентилятора должно быть полное избыточное давление
2

(напор) Нп. Часть этого давления Hq= — 7, называемая динамическим,

или скоростным, давлением (напором), расходуется на передвижение со
скоростью w2 воздуха с удельным весом 7, а остаток, равный статиче-
скому давлению Нст = Нп — Нц — на преодоление сопротивления R2l2 от
трения воздуха в прямолинейной части трубопровода и местных сопро-
тивлений 7 2.

Во всасывающем трубопроводе устанавливается статическое разре-
жение Нсту необходимое для преодоления сопротивлений + 7г и
2

создания динамического давления Нд = у при скорости движения
воздуха. Величина полного разрежения Нп во всасывающем трубопро-
воде, равная

— Нп = —НСт + Нд ММ ВОД. СТ.,

(681)

Фиг. 538. Схема установки центробеж-
ного вентилятора с всасывающим и
нагнетательным трубопроводами

меньше величины статического разре-
жения Нст.

Разность между абсолютными
полными давлениями на выходе и

входе вентилятора, называемая реаль-
ным давлением, равняется

НР =\Нп - (- Н'п) = Нп + Нп=Нст +
+ Нд + Нет — Нд = Нст + Нет +

2	2	2

+ ~2g	^ = Ягт + Я„ + ^Т-

= Pi li + Zi -f- /?2 Za -f-Z2 +

_LZ-2Y мм вод. CT.

2gT

(682)

Потеря на трение (на 1 лог. м
длины) в круглых трубопроводах опре-
деляется по формуле

7

R 2g d ’

(683)

где w — скорость движения воздуха в м/сек\

X — коэффициент сопротивления прямого участка трубопровода;
d — диаметр трубы в м\
у—удельный вес в кг/м3‘,
g— ускорение силы тяжести в м/сек*.

Когда 4 • 103 < Ре < 10s, то X вычисляется из выражения

X = 0,3164 Re~°'*5.	(684)

Если
10s < Re < 3,24 • 10е,
то

X = 0,032 + 0,221 Яе-°-237.	(685)

Здесь Re — число Рейнольдса.

Для практических расчётов при температуре воздуха 20® С можно
пользоваться следующей формулой:

Я = 6,56^,	(686)

здесь w — в м/сек и d в мм.

Если температура перемещаемого воздуха отличается от 20° С, то ве-
личина сопротивления R, полученная по формуле (686), умножается на
(т“л I , где у—вес 1 м3 воздуха в кг при данной температуре.

Потери давлений в трубопроводах от местных сопротивлений вычи-
сляются по формуле

пу2

Z = ^2~gt’	<687>
где — сумма коэффициентов всех местных сопротивлений на данном
участке трубопровода (сопротивления при входе в канал,
в фильтре, коленах и т. п.).

Величина полной потери давления в вентиляционной сети, состоящей
из ряда участков различного сечения и с различными скоростями проте-
кания, определяется из равенства



(688)

Здесь, кроме принятых обозначений, / —длина трубопровода.

Если поперечное сечение воздушного канала не круглое, а иной
формы, то для определения сопротивлений диаметр d в формулах (683)
и (686) заменяется так называемым эквивалентным диамет-
ром d3> т. е. диаметром условного круглого поперечного сечения,
при котором сопротивление трения R на длине 1 м воздуховода по ве-
личине равно сопротивлению на длине 1 м действительного воздуховода,
имеющего некруглое поперечное сечение. Эквивалентный диаметр опре-
деляется из выражения

4F

(689)

где F — живое сечение потока в л<2;

и — периметр, омываемый потоком, в м.

Для прямоугольника со сторонами а и &

2а&

“э — „ ,Z •
а + о

(690)

В формулах (683) и (686) для определения сопротивлений подстав-
ляется действительная скорость воздуха в воздуховоде

_ V
W 3600. F'

V — объём воздуха в м?1час, проходящего через вентиляционный канал.

Сумма сопротивлений в вентиляционной сети металлического вагона
длиной 23,6 ж, как показывают расчёты и испытания, достигает 25 — 40 мм
вод. ст.

Производительность центробежного вентилятора при постоянном числе
оборотов снижается с увеличением и повышается с уменьшением сопро-
тивления вентиляционной сети.

Производительность V вентилятора можно принять пропорциональной
числу оборотов л, т. е.

а развиваемое им реальное давление Нр пропорционально квадрату числа
оборотов

|2

НР> \ п2) ’

где и Нр1— соответственно производительность и реальное давление
вентилятора при числе оборотов п^,

Vs и Hps — соответственно производительность и реальное давление
вентилятора при числе оборотов п2.

Зависимость между статическим Нст, полным Нп = Нст + Нэ дав-
лением и производительностью V вентилятора при данном числе оборо-
тов п можно выразить в координатах Н и V в виде кривых А В и АС
(фиг. 539). Эта зависимость называется характеристикой венти-
лятора. Кроме указанных кривых, обычно наносятся также кривые
коэффициента полезного действия вентилятора, количества расходуемой
энергии вентиляционной установкой и др.

Фиг. 539. Характеристики центробежного вентилятора и воздушной сети

Фиг. 540. Характеристики вентиляционной установки жёсткого некупейного металли-
ческого вагона длиной 23,6 м:

1—к. п. д. вентилятора при п = 1 200 об/мин.; 2 — полное давление при п = 1 200 об/мин.; 3—ста-
тическое давление при п = 1 200 об/мин.; 4 полный к. п. д. агрегата при п = I 200 об/мин.; 5 мощ-
ность, расходуемая агрегатом при п = 1 200 об/мин.; 6 — полное давление при л -= 900 об/мин.;
7—статическое давление при л = 900 об/мин.; 8 -полный к. п. д. агрегата при л = 900 об/мин.;
9 — мощность, расходуемая агрегатом при л = 900 об/мин.; 10 - статическое давление при л =
= 600 об/мин.; 1 /—полное давление при л = 600 об/мин.; 12 -полный к. п. д. агрегата при л =
= 600 об/мин.; 13—мощность, расходуемая агрегатом при л = 600 об/мин.; 14 характеристика
воздушной сети (летний режим); 15 характеристика воздушной сети без заслонки (зимний режим);
16—характеристика воздушной сети при наличии заслонки (зимний режим)

Если на характеристику вентилятора нанести сопротивление вентиля-
ционной сети в зависимости от количества подаваемого по ней воздуха,
то получим параболу Н = сУ2, выходящую из начала координат О и пе-
ресекающую характеристики Нгт и Нп в точках D и Е. Точка D назы-
вается рабочей точкой вентилятора, определяющей наибольшую
производительность Утах вентилятора для данной сети. Количество воз-
духа, подаваемого вентилятором, изменяется с изменением числа оборо-
тов вентилятора или сопротивления сети. Поэтому производительность
центробежных вентиляторов в вагонных установках регулируют заслон-
ками (шиберами) или изменением числа оборотов.

Заслонки создают дополнительные сопротивления (см. фиг. 539), поэтому
вентилятор переходит на другой режим работы. Для преодоления сопро-
тивления заслонки вентилятор создаёт избыток давления, на что непро-
изводительно расходуется некоторое дополнительное количество энергии.
Потери от дросселирования воздуха на всасывающей стороне вентилятора
меньше, чем от дросселирования на нагнетательной стороне, что следует
учитывать при установке заслонок.

Применение регулировочных реостатов для изменения числа оборо-
тов двигателя вентилятора также связано с большими потерями энергии.
На фиг. 540 изображены характеристики вентиляционной установки жёст-
кого некупейного вагона для п — 1 200, 900 и 600 об/мин.

Вагоны, построенные до 1951 г., имеют задвижку на нагнетательном
воздуховоде (конфузоре). С помощью задвижки и снижения числа оборо-
тов до 900 сб/мин. достигается подача воздуха до V = 1 250 м?!час (зим-
няя норма). В этом случае к. п. д. установки т)п^12% и расходуемая
мощность Afe = 0,58 кет. или 1,66 кет на 1 м31сек. При 1 200 об/мин.
вентилятор подаёт воздуха 3 800 мР/час (летняя норма).

Фиг. 541. Общий вид вентиляционной установки жёсткого некупейного
металлического вагона:

J — электродвигатель; 2 — муфта; 3 — центробежный вентилятор; 4 — вал вентилятора;
5—кожух вентилятора; 6—рабочее колесо вентилятора

Вагоны, построенные после 1951 г., не имеют задвижек и понижение
количества подаваемого воздуха достигается только изменением числа
оборотов. Снижение числа оборотов установленного в металлических вагонах
двигателя типа ПН-28,5 мощностью 1,2 кет при помощи пускорегули-
рующего реостата сопровождается значительным понижением к. п. д.
вентиляционного агрегата. Например, для подачи 1 250 м31час (зимний
режим без заслонки) при п = 600 об/мин. расходуется 0,42 кет при к. п. д.
установки 7)п^г7%, или 1,1 кет на 1 м3/сек. Для повышения экономичности
вентиляционной установки вагонов следует снижать сопротивление в воз-
душной сети и устанавливать двигатели, допускающие регулировку числа
оборотов в широких пределах, или производить регулировку числа ,обо-
ротов понижением напряжения до 25 — 30 в без применения реостата.

Эффективная мощность двигателя, установленного на одной оси с вен-
тилятором, равна

а/ - VHp

N‘ “3 600 • 7bt\eA'C''

(692)

или

А7 _ VHP

N‘~ 3 600 -102Квт'
Фиг. 542. Вентиляционная установка с электродви-
гателем, расположенным между вентиляторами

где Нр — реальное давление в мм вод. ст.;

V—объём воздуха, подаваемого вентилятором, в м3/час;

— полный коэффи-
циент полезного
действия вентиля-
тора, равный 0,14—
0,40 (см. фиг. 540).
Наибольший фак-
тически реализуе-
мый к. п. д. венти-
лятора 7)в = 0,3.

Установленный в метал-
лических некупейных ваго-
нах вентилятор имеет ма-
лый к. п. д., и его следует
заменить более экономич-
ным вентилятором, напри-
мер, типа Ц9-55 или Ц7-40.
Вентилятор Ц9-55 имеет
I, = 0,50, а вентилятор типа

Ц7-40	= 0,67, т. е. соответственно на 70 и 125% выше, чем у суще-

ствующей конструкции вентилятора.

Общий вид вентиляционной установки жёсткого некупейного вагона
показан на фиг. 541. У вагонов последних выпусков электродвигатель рас-
полагается между вентиляторами (фиг. 542).

к. п. д. в рабочей точке (летний режим)

4. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ВОЗДУХА И РАСЧЁТ ВОЗДУХОВОДОВ

Агрегат для кондиционирования воздуха обычно устанавливается в там-
буре над потолком. Воздух из камеры кондиционирования подаётся
в кузов через воздушный канал, расположенный вдоль середины потолка, или
через два канала, помещённых по обеим сторонам потолка. Продольные ка-
налы имеют в каждом купе прямоугольные люки с вентиляционными решёт-
ками, которые позволяют регулировать скорость струи воздуха, выходящего
из люка (фиг. 543 и 544).

Фиг. 543. Вентиляционная решётка нс купейного металлического вагона:
/—коробка и крышка решётки; 2—перо решётки; 3 — стенка воздуховода; 4-обшивка потолка вагона

Из вагона воздух удаляется через дефлекторы и рециркуляционные
каналы, уложенные вдоль стенок под сиденьями или над потолком коридора.
Эти каналы подходят к всасывающей трубе вентилятора, получающего извне
часть свежего воздуха, пропущенного через фильтр.
Чтобы обеспечить равномерное распределение воздуха и не поднимать
пыли с пола, целесообразно подогретый воздух подавать сверху и отводить
через нижние каналы, располагаемые около пола.

Фиг. 544. Вентиляционная решётка металлических вагонов без хребтовых балок:
/—щит; 2—шатун; 3—регулирующий болт; 4 и 5-перья решётки

Скорость воздуха в распределительных каналах для зимнего режима
выбирается равной 3—4 м/сек, а для летнего — 5—6 м/сек. скорость выхода
воздуха из решёток —0,3—0,5 м/сек в зимнее время и 1,2—1,5 м/сек в летнее
время (если воздух не охлаждается).

Сопротивление в решётках определяется по формуле

ФШтр

(X.



Уз

где w— скорость воздуха в м/сек;

g— ускорение силы тяжести в м/сек2;

£— коэффициент местного сопротивления; для решёток некупейных
вагонов £ = 2,6.

Полное сопротивление вентиляционной сети складывается из сопроти-
влений при входе в канал, в фильтре, воздухоподогревателе, сепараторах,
холодильнике, прямолинейной части воздухо-
вода, а также из местных сопротивлений
воздуховода и динамического напора.

В вагонах с кондиционирующими установ-
ками, как указывалось выше, применяется ре-
циркуляция воздуха. В этом случае всасываю-
щая магистраль через тройник соединяется с
двумя воздуховодами, один из которых забирает
воздух из кузова, а через другой засасывается
наружный воздух.

При расчёте всасывающих воздуховодов

сначала выбирается скорость воздуха в первом участке (фиг. 545) и вычис-
ляются все потери, а затем выбирается диаметр второго участка (ответвле-
ния) таким образом, чтобы величины разрежения (вакуума) в месте встречи
второго участка с первым были одинаковы, т. е.

2	2

/71 - ЛЛ + (1 +	|^Y = /?г/8 + (1 + 5&) ^Y =	(694)

Коническое бходное
iomdepcmue

Фиг. 545. Расчётная схема
всасывающего воздуховода
где и — потери на трение на 1 м длины канала соответственно в
I и II воздуховодах в мм вод. ст.;

1Х и — длины соответствующих воздуховодов в м\

и w2 —скорости воздуха соответственно в I и II воздуховодах в м/сек\
L<i и 1Л, — соответствующие суммы коэффициентов местных сопротив-
лений в I и II воздуховодах;

Нг и Н2— вакуумы в I и II воздуховодах в мм вод. ст.

Наивыгоднейшая скорость w3h в магистрали (третий участок) нахо-
дится из выражения

V	V2

w3h = гг cos oq + w2 cos аа,	(695)

КЗ	КЗ

где Vlt V2 и V3 — соответствующие расходы воздуха в м3/сек в первом,
втором и третьем участках;

и — углы ответвлений от магистрали.

По величине наивыгоднейшей скорости ш3н и расходу воздуха V3
определяются стандартный диаметр третьего участка, потери на трение и
на местные сопротивления

2

H3 = /?3/,+ S^gr,	(696)

где w2 — скорость воздуха в третьем участке, соответствующая выбран-
ному диаметру воздуховода и расходу У3.

Остальные обозначения подобны приведённым выше, но соответствен-
но для третьего участка.

Прибавляя к вакууму в точке встречи первых двух участков,
найдём разрежение при входе в вентилятор.

Сопротивление напорного воздуховода определяется по формуле

+	(697)

О

где RI — сопротивление прямолинейной части воздуховода в мм вод. ст.;
— сумма коэффициентов местных сопротивлений в нагнетательном
воздуховоде;

— скорость воздуха в магистрали, соответствующая расходу воз-
духа У3 и выбранному стандартному диаметру воздуховода,
в м/сек.

Принятый в данном расчёте воздуховодов метод сложения потерь является
точным только в том случае, если отдельные участки с местными сопротив-
лениями разделены прямолинейными участками труб длиной не менее пяти
эквивалентных диаметров \ В вагонных воздуховодах это условие обычно
нарушается, так как местные сопротивления в них непосредственно примы-
кают друг к другу или разделены короткими прямолинейными участками,
и поэтому приходится учитывать влияние предыдущего местного сопротив-
ления на последующие (индукция). Вследствие индукции происходит иска-
жение поля скоростей и фактические местные сопротивления увеличиваются
в вагонных воздуховодах почти в три раза по сравнению с теоретически
найденными.

Воздуховод в вагонах необходимо изготовлять в виде трубы прямоуголь-
ного сечения, ширина и высота которой от воздухоподогревателя к концу
постепенно уменьшаются. Так как возможны случаи попадания искр, целесо-
образно стенки воздуховода делать несгораемыми.

1	Машиностроение. Энциклопедический справочник, т. I, Машгиз, 1947, стр. 416,
б. РАСЧЁТ ПАРОВЫХ И ВОДЯНЫХ ВОЗДУХОПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ

Для подогрева вводимого в вагон воздуха применяются воздухоподогре-
ватели из гладких труб или пластинчатые, обогреваемые паром или горячей
водой.

Теплопроизводительность воздухоподогревателя определяется из выра-
жения

Q = 0,24 G (tyx - t9X) = KFM,	(698)

где G — вес воздуха, проходящего через воздухоподогреватель, в кг/час*,
tyx — температура воздуха, уходящего из воздухоподогревателя, в С;
tex—температура воздуха, входящего в воздухоподогреватель, в °C;

F — поверхность нагрева воздухоподогревателя в м2',

К—коэффициент теплопередачи в ккал/м2час°С;

М— разность температуры теплоносителя tm и средней температуры

воздуха, равной	, в °C.

Температура теплоносителя (стенки) tm определяется по формулам
(667) и (668).

Коэффициент теплопередачи парового воздухоподогревателя опреде-
ляется по формуле

/С = a (yw)n ккал/м2час°С,	(699)

где а и п — коэффициенты, различные для каждого' типа воздухоподогре-
вателя;

yw — весовая скорость в кг/м^сек.

Весовая скорость yw движения воздуха между пластинками воздухо-
подогревателя определяется из выражения

yw s ‘збооТ^’

где /ж—площадь живого сечения воздухоподогревателя, перпендикуляр-
ного потоку нагреваемого воздуха, в м2,

С увеличением весовой скорости увеличивается коэффициент теплопе-
редачи К и уменьшаются габариты воздухоподогревателя, но в связи
с этим увеличивается сопротивление воздухоподогревателя. Поэтому при
подборе воздухоподогревателя ориентируются на наивыгоднейшую весо-
вую скорость, равную 10—15 кг/м2сек, Такое значение скорости для
у=1,2 кг/м3 создаёт сопротивление пластинчатого воздухоподогревателя,
равное 6—12 мм вод. ст.

Сопротивление воздухоподогревателя проходящему воздуху вычисляет-
ся по формуле

h = аг мм вод. ст.	(701)

Коэффициент теплопередачи К в водяном воздухоподогревателе зависит
от весовой скорости yw воздуха и от скорости we воды, протекающей
в трубках, и определяется по формуле

/С = а2 (у w)n w™ ккал/м2час СС.	(702)

Как следует из последней формулы, коэффициент теплопередачи воз-
растает с увеличением скоростей и we.

Зависимость между теплопроизводительностью воздухоподогревате-
ля Q, скоростью we в трубках, живым сечением /ж трубок, температу-
рой t2 горячей и отходящей t0 воды в них выражается соотношением

Q = 3 600.1 000 (//—10) /жив.	(703)

Скорость воды we выбирается от 0,03 до 0,40 м/сек,
Сопротивление воздухоподогревателя проходящей воде равно

△Л = a3w* мм вод. ст.	(704)

В формулах (701) — (704) а19 aita3fnnm — коэффициенты, различные
для каждого типа воздухоподогревателя (см. ГОСТ 1814-42).

При расчётах водяных воздухоподогревателей целесообразно заранее
выбирать только температуру горячей воды а температуру t0 и коли-
чество отходящей воды вычислять только после подбора и расчёта возду-
хоподогревателя.

Коэффициент теплоотдачи а в змеевиках из гладких труб при по-
перечном омывании их воздухом определяется по формуле канд. техн, наук
Литвинова:

а =

m d'-n~ ’

(705)

где d — наружный диаметр труб змеевика.

Величины Е, с и гт зависят от расположения трубок, расстояния
между ними и средней температуры воздуха, а п—от числа рядов
трубок.

Обычно в змеевиках имеется коридорное или шахматное расположе-
ние трубок (фиг. 546). ,

Фиг. 546. Расположение трубок воздухоподогревателя:
а — коридорное; б — шахматное

Для первого ряда в коридорных и всех рядов в шахматных пучках
и = 0,60, для второго и всех последующих рядов в коридорных пучках
п = 0,65. Коэффициенте для коридорных и шахматных пучков имеет одно
и то же значение и зависит лишь от

L1 ~ ~d И L2~~d>

где х2 и d ясны из фиг. 546.

При

L, =1,2 4-3 и L2= 1,2-? 5 <=1 + 0,17.!,
при

> 3 с = 1,5 = const.

Поправочный коэффициент гт имеет различные значения.

В коридорных пучках: для первого ряда гт = 0,15, второго и всех
последующих еш = 0,138; в шахматных пучках: для первого ряда зш=0.15,
второго еот = 0,20, третьего и всех последующих гт = 0,255.

В зависимости от значения п формула (705) принимает вид:
при п = 0,60
при п = 0,65

(уш)0*65

а — Е2сет—^0.35	.

(707>

В вагонных установках средняя температура подогреваемого воздуха
достигает ±12°; для этих значений температур можно принять

Ei = 14,7, а Е2 = 25,0.

В последних формулах w в м/сек\ у в кг/м3 и d в м. Скорость ш
отнесена к самому узкому сечению в ряде.

Формулы (706) и (707) позволяют определить среднее значение коэф-
фициента теплоотдачи для трубки любого ряда в пучках. Величина сред-
него коэффициента теплоотдачи всего пучка в целом определяется из
выражения

Г«1Л + а2Е2 + > +

Л + Е2 + ... ± Fm

(708}

где аь а2,...,ат — коэффициенты теплоотдачи по рядам;

Elf Е2, ...,Fm — поверхности нагрева всех трубок в ряду.

Коэффициент теплопередачи Кт стенок труб воздухоподогревателтг-
расширителя, изображённого на фиг. 528, с достаточной для практики точ-
ностью можно определить из выражения



2,45

J0.25

G \°-
3 600 О

8

ккал/м2час ’С,

(709}

где G—количество воздуха, проходящего через воздухоподогреватель,
в кг!час\

d. — диаметр трубки в свету в м\

а — коэффициент теплоперехода на внутренней поверхности трубки
воздухоподогревателя в ккал/м2час°С\

—площадь живого сечения всех трубок в м2.

6.	РАСЧЁТ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ ВОЗДУХОПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ

Электрические воздухоподогреватели имеют конструкцию, одинаковую
с реостатными электрическими нагревательными приборами, представляя
собой обдуваемый вынужденным потоком воздуха проволочный реостат.

Весь расчёт такого реостата сводится к определению общей длины L
проволоки и числа Z секций реостата при заданном тепловыде-
лении Q, напряжении U и выбранных диаметре d проволоки и тем-
пературе tnoe её поверхности.

Количество тепла, выделяемого поверхностью нагретой проволоки,. .
можно определить из выражения

U2 Q8Q4U2Z2izd2

Q = ndLa^t = 0,864	ккал/час, (710),

0	R	4 Ер	'	v 7

где d — диаметр проволоки, равный 0,001 —0,003 м;

L — длина проволоки в м (длина проволоки одной секции*
L\
равна yj;

а0 — коэффициент теплоперехода на поверхности проволоки;

^0,466

а0 = 2,5 -^534- ккал/м2час СС;
w — скорость движения воздуха вблизи нагретой проволоки
в м!сек\

tyx и tex имеют прежнее значение;

U — напряжение в в;

7?—сопротивление всех Z параллельно действующих секций
n r 4L?

реостатного подогревателя в ом\ R=„ =
Z

г — сопротивление каждой секции в ом\

р — удельное сопротивление проволоки в ом -мм2/м.
Количество тепла, передаваемого воздуху, составляет

Q = 0,24G(tyx-tex),

где G — количество подогреваемого воздуха в кг!час.

Следовательно,

arftdLM = 0,24 G (tyx — i9X).

Из последнего выражения находим

L = 0,0765G(f^~Z/x) м.	(711)

Из выражения (710) получаем

2	1 >21 Т/^QLp	(712)

Ud

7.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОНЕЧНЫХ ТЕМПЕРАТУР

В практике часто приходится по заданным величинам поверхности
нагрева F, коэффициенту теплопередачи /С, водяным эквивалентам

и — вес в кг и теплоёмкость в ккал/кг С более нагретой жидкости)
и W = Gc (G и с—вее в кг и теплоёмкость в ккал/кг °C менее нагре-
той жидкости) и начальным температурам tz входа более нагретой
жидкости и tH входа менее нагретой жидкости определять конечные
температуры to и te , а также количество передаваемого тепла Q.

Конечный результат зависит от схемы движения жидкостей.
Проф. Н. И. Белоконь предложил следующую формулу для всех обще-
известных простейших схем теплопередачи:

Q = -j—r-j-—j-з— ккал/час,	(713)

1	I J_।	14- 1	e<?

2	\ WJ KF

где г.— коэффициент, учитывающий влияние схемы движения жидкости,
„ 1 (KF\*

равный Г2 ;

—приведённый водяной эквивалент нагревающего и нагреваемого
потоков, определяемый из уравнения

р—индекс противоточности поверхности теплопередачи, равный
(К F}

2—-^2™. (при противотоке р = 1, параллельном токе р = 0 и
KF

перекрёстном потоке р = 0,5);
KF— водяной эквивалент поверхности теплопередачи, равный сумме
водяных эквивалентов его противоточной (KF)npom и параллельно-
точной (КР)парал частей:

KF = {KF^npom + \КР)парал ккал/час °C.

(715)

Конечные
уравнений

температуры te и to после определения Q вычисляются из



(716у

Если температуры жидкостей изменяются незначительно, то можно
с достаточной точностью положить ес = 0 и далее определить Q по следую-
щей формуле:

Q = -— —----------” _ккал!час.

- _ + _ д---------

Гх W KF

(717)

8.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕПЛОИЗБЫТКОВ И МОЩНОСТИ ХОЛОДИЛЬНЫХ
УСТАНОВОК В ПАССАЖИРСКОМ ВАГОНЕ

Количество тепла, поступающего в вагон вследствие разности темпе-
ратур наружного и внутреннего воздуха и солнечной радиации, опре-
деляют для такого расположения кузова вагона, когда его одна боковая
стенка ориентирована на восток, а другая на запад. Это количество тепла
меняется в течение суток и наибольшее значение принимает в 15—16
часов.

Как указывалось в главе XVIII, количество тепла, отводимого или
поступающего в вагон через ограждения, вследствие разности темпе-
ратур наружного и внутреннего воздуха равно

где Кпр — приведённый коэффициент теплопередачи ограждений кузова;

Fc — общая наружная поверхность ограждений кузова;

te—температура воздуха внутри вагона;

tH — температура наружного воздуха;

знак плюс принимается, когда tH > и минус, когда te > tH .

Если принять, что ограждения обладают незначительной теплоём-
костью, то количество тепла, вносимого через облучаемые поверхности
(крышу, боковую стенку и окна), составляет

Q2 = ^pKpKKpFKp +	Jfm KcmFcm + о 85 J0K F0K;	(718)

“и

здесь Акр и Аст—соответственно коэффициенты поглощения солнечных лу-
чей поверхностями крыши и стенки;

Ккр и Кст — соответственно коэффициенты теплопередачи крыши и
стенки;

J/cpt Jem И Jок — соответственно интенсивности полного солнечного облу-
чения крыши, стенки и окна;

Fkp, Fcm и Fok — соответственно поверхности облучения крыши (горизон-
тальной проекции), боковой стенки и застеклённой части
окон;

ан — коэффициент теплоперехода.
AJ

График изменения tH и 1экв = — в течение суток (в июле месяце) для

и при коэффициенте поглощения солнечных лу-

гео графической широты 45°

Фиг. 547. График изменения tH и t9Ke'.
/—средняя наружная температура; 2 — темпе-
ратура наружного воздуха 3 —эквивалент-
ная температура солнечного облучения для
стенки, ориентированной на восток; 4— экви-
валентная температура солнечного облучения
для стенки, ориентированной на запад; 5—эк-
вивалентная температура солнечного облуче-
ния для горизонтальной поверхности; 6—сум-
марная наружная температура для восточной
стенки; 7—суммарная наружная температура
для западной стенки; 8-суммарная наруж-
ная температура для горизонтальной поверх-

чей As =0,5 и коэффициенте теплопе-

рехода ос„ =20 ккал/мРчас ° С показан
на фиг. 547.

Пользуясь таким графиком,
можно определить теплоизбытки
для любого часа суток.

Кроме Qi и Q2, необходимо от-
водить также следующие количе-
ства тепла:

Q3 — количество ощутимого теп-
ла, выделяемого л пассажирами.
Для летнего времени можно при-
нять количество ощутимого тепла,
выделяемого одним пассажиром,
равным 55 ккал/час, т. е.

Q3 = 55 п\

(719^

(?4 — скрытая теплота испаре-
ния от пассажиров, которую можно
принять равной 48 ккал/час на од-
ного пассажира, что соответствует
80 г/час пара, выдыхаемого одним
пассажиром, т. е.

Q4 = 48 п\

(720)

Q5 — количество тепла, выде-
ляемого электродвигателями и
электролампами

Q5 = Qd + QOC. (721)

Количество тепла, выделяемого
электродвигателями, определяется
из выражения

ностн

Qd =632(1-Tia Ж (722)

где т;д —коэффициент полезного действия электродвигателя, а

N— его мощность в л. с.\

Qoc — тепловая нагрузка от освещения (1 вт/час эквивалентен
0,86 ккал/час).

В пассажирских вагонах в дневное время обычно QOf = 0;

Q6 и Q1 — соответственно количество ощутимой и скрытой теплоты, вноси-
мой наружным воздухом^

Qe + Q7 = G«(i«-ZJ,	(723)

где GH — количество наружного воздуха; подаётся не менее 20 —
25 мР/час на одного пассажира в вагонах с холодильными
установками и 40 — 50 м^/час в вагонах без охлаждения воз-
духа;

iH и ie — соответственно теплосодержание воздуха снаружи и внутри
вагона в ккал/кг.

В вагонах без охлаждения воздуха температура t9 в кузове опреде-
ляется из уравнения

0,24 G (/< — tH) = — Qi + & + Q3 +
отсюда

— Qi + Qa + Q3 + Q5
0,24 G

+ t*

(724)

Холодильная установка должна отводить всю ощутимую и скрытую
теплоту, поэтому мощность её R определяют из уравнения

/?=SQ = Qi + Q2 + Q3 + + Q5 + Qe + Q7.	(725)

Общее весовое количество воздуха, необходимого для подачи в кузов
вагона, предварительно определяется в зависимости от величины тепло-
избытков ощутимой теплоты 0ОЩ = Qi + Q2 + Q3 + Q5 и разности темпе-
ратур поступающего воздуха tn и внутри кузова te. Чем больше разность
температур te — tn. тем меньшее количество воздуха потребуется подавать
в холодильную установку, тем меньше габариты оборудования, каналов
и расходы электроэнергии на работу вентиляторов. Однако температура
поступающего в вагон воздуха tn не должна быть ниже температуры
te внутри кузова более чем на 4 — 6Э, иначе возможны случаи просту-
ды пассажиров. Кроме того, tn не должно быть ниже точки росы возду-
ха, поступающего в холодильник. Чем холоднее поступающий в вагон
воздух, тем больше следует заботиться о том, чтобы он путём теплопе-
редачи и смешения с внутренним воздухом мог достаточно подогреться,
прежде чем достигнет зоны, где находятся люди.

Для принятых обозначений количество воздуха G кг/час, подаваемого
в вагон, предварительно определяется по формуле

с=оЗЖЬу	<726’

В вагонах с рециркуляцией это количество воздуха состоит из GH кг
наружного воздуха и G — GH кг воздуха, забираемого из кузова вагона.

Количество наружного воздуха GH определяется, как указано выше,
исходя из нормы 20 — 2Ьм3/час на каждого пассажира.

Нагрузка холодильной установки зависит от процента рециркуляци-
онного воздуха. С увеличением процента рециркуляционного воздуха на-
грузка холодильной установки уменьшается; желательно иметь отношение

Фиг. 548. Схема установки для охлаждения воздуха с рециркуляцией

Наибольшее количество отводимого из кузова тепла в зависимости
от климатических условий, числа пассажиров и типа вагона составляет
15 — 20 тыс. ккал/час. Если из вагона забирается G—GH кг/час воздуха
с температурой Ц и влагосодержанием хл кг/кг, а наружного воздуха
подаётся GH кг с температурой tH и влагосодержанием хн кг/кг (фиг. 548),
то температуру смеси воздуха te, поступающей в холодильную установку,
и её влагосодержание следующих уравнений:	хс можно определить по диаграмме i,x или из  (G-G„) te + GHtH = Gtc;  (G — GH) xt + GHxH = Gxc.
Отсюда найдём	= +	(/„-/.);	(728)  xc = xe	(xH — xe).	(729j

Теплосодержание ic воздуха, поступающего в "воздухоохладитель,
определяется в зависимости от tc и хс по диаграмме /, х или по формуле
ic = 0,24 tc + (597 + 0,46 tc) хс.	(730)

Если в вагоне выделяется W кг/час влаги, то подаваемый в кузов
воздух в количестве G кг должен иметь влагосодержание хп кг/кг, опре-
деляемое из уравнения

Gxe = Gxn + U7,
откуда получим

=	(731)

Количество тепла, ассимилируемого 1 кг подводимого в кузов вагона
воздуха, определяется из выражения

q — Qi + Qi + Q3 + Q4 + Q5	(732)

Теплосодержание in воздуха, поступающего в вагон, должно быть
in = ie —	(733)

По полученным значениям in и хп находят соответствующую темпе-
ратуру tn', если она по величине совпадает с предварительно принятым
значением для tn, т. е. tn ~ tn, то далее определяют количество тепла Д/,
отдаваемого каждым килограммом воздуха в холодильнике,

M = ic-in.	(734)

Расход холода, или мощность, холодильной установки для принятых
условий вычисляется по формуле

R = MG = G« (iH -ie) + G (ie - in) = S Q.	(735)

Вследствие изменения в течение дня наружной температуры и интен-
сивности солнечной радиации потребная холодопроизводительность ме-
няется в течение суток, поэтому для регулирования мощности устанавли-
ваются автоматы.

Для повышения экономичности холодильной установки и лучшего
регулирования температуры и влажности воздуха, подаваемого в кузов,
рекомендуется часть его GK кг пропускать через обходной канал, минуя
воздухоохладитель.

Схема холодильной установки с обходным каналом изображена на
фиг. 549. В этом случае хп, qr и in определяются также по формулам (731),
(732) и (733). По величине хп и температуре tn находят теплосодержа-
ние in, если оно отличается от величины определяемой форму-
лой (730), то следует соответственно изменить принятое для tn численное
значение.
Во избежание образования тумана температуру смеси воздуха,
выходящей из холодильника, следует поддерживать не ниже внутрен-
него воздуха.

Фиг. 549. Схема холодильной установки с обходным каналом

Предположим, что влажный воздух при выходе1"из холодильника
имеет температуру т и смешивается с некоторым количеством воздуха
GK с температурой te , достаточным для того, чтобы температура смеси
была tn. В таком случае количество тёплого воздуха, рециркулирующего
через обходной канал помимо холодильника, определяется из урав-
нения

GKt. + {G-GK)xp = Gtn,
откуда

(736)
* в

Температура tc и влагосодержание смеси хс рециркуляционного воз-
духа и свежего наружного воздуха, поступающей в холодильный аппарат,
определяется из уравнений

(G — G,) tc = (G — GK - GH) te + GHtH ;

(G GK) xc — (G GK GH) xa -J- Gh xH,
откуда найдём

te = te +	~ *«)>	(737>

Xc — X9 “F q_ (J

Требуемое влагосодержание xQ смеси воздуха, выходящей из холо-
дильника с температурой тя, определяется из уравнения

(G-GK) x0 + GKx, + W = Gxe,
откуда

W

^ = х--тг^а;-	<738'

По найденным температурам tc, и соответствующим им влаго-
содержаниям хс и х0 определяют теплосодержание ic и z0 воздушной смеси
до и после холодильного аппарата по диаграмме i, х или по формуле (730).

При более точных расчётах следует учитывать выпадение некоторого
количества влаги на трубках холодильника.
Количество тепла Д/, отдаваемого каждым килограммом воздуха
в холодильнике, равно

Ai = ic — i0.

Расход холода, или мощность, холодильной установки в этом случае
определяется из выражения

R = (G — GK) Ы = G (i, — iQ) + GH (iH — ie) — GK (ie — i0) =

= GM (iH — /<) + (G — GJ (ie — io) ккал/час.	(739)

Вследствие того, что при расчёте по формуле (718) ограждения счита-
ются нетеплоёмкими и неспособными поглощать тепло, фактическая мак-
симальная холодопроизводительность установки составляет 85 — 90% от
расчётной.

Прямых указаний или норм для определения расчётных параметров
наружного воздуха в настоящее время не существует. В большинстве
случаев для гражданских сооружений в качестве отправной летней рас-
чётной величины выбирают значение теплосодержания воздуха, соответ-
ствующее средней температуре и средней влажности наружного воздуха
наиболее жаркого месяца данной местности в 13 час.

Для определения максимальных теплоизбытков в климатических
условиях Черноморского побережья можно принять температуру наружного
воздуха tH = 32°, влажность наружного воздуха <р„ = 70%, температуру
воздуха внутри вагона =25° и его влажность <?в = 55%, а для Средней
Азии соответственно tH = 40°,	= 30%,	= 30° и ср< = 45%.

9.	МЕТОДЫ УВЛАЖНЕНИЯ И ОХЛАЖДЕНИЯ ВОЗДУХА

В местностях с умеренным климатом охлаждающий эффект в вагонах
можно получить увлажнением воздуха или понижением его температуры.
Процесс увлажнения и промывки воздуха обычно производится в форсуноч-
ных воздухоохладителях. Увлажняемый воздух проходит через водяную за-
весу из распылённой на мелкие капли воды и лабиринтовую преграду, со-
ставленную из зигзагообразных сепараторов (элиминаторы), для отделения
от воздуха механически увлечённых им мелких капелек влаги и подаётся
вентилятором в охлаждаемое помещение. Сепараторы для лучшей очистки
воздуха и отвода осевшей влаги также орошаются водой.

Капли распылённой воды частью испаряются, частью наносятся потоком
воздуха на сепараторы и по ним стекают в сборный поддон, из которого вода
перекачивается насосами через фильтры снова в форсунки.

Из всей распыляемой воды испаряется не свыше 2—3%. Количество воды,
подводимой к форсункам, устанавливают из расчёта 1 кг распыляемой воды
на 3 кг увлажняемого воздуха. Количество форсунок выбирается из расчёта,
что в каждом ряду разбрызгивается 4—5 м3/час воды на 1 дг поперечного
сечения воздухоохладителя. Давление воды в форсунках составляет 1—2 ати.

Скорость движения воздуха в поперечном сечении увлажняющего про-
странства должна быть равной 1—2 м/сек. Производительность одной фор-
сунки при давлении 1 — 2 ати равняется 50 — 250 л/час (в зависимости от
давления воды, конструкции форсунки и диаметра сопла). Наименьший раз-
мер диаметра сопла форсунки выбирается больше отверстия в сетчатом
фильтре на всасывающей линии, чтобы предохранить форсунку от засорения.
Форсунки обычно изготовляются из цветных металлов и присоединяются
к штуцерам из оцинкованных стальных труб. Форсунки чаще всего устанавли-
ваются факелами против движения воздуха. Мощность электродвигателей
для насосов форсунок составляет 0,2—0,3 кет. Сепараторы устанавливаются
в виде вертикально или горизонтально поставленных на малых расстояниях
(15—30 мм) друг от друга стальных оцинкованных пластинок, изогнутых
по ходу движения воздуха зигзагообразно или в виде крючков.
Более полное выделение из воздуха водяных капель происходит
в том случае, когда пластинки ставятся в несколько рядов друг за другом
(4—6 рядов), как это изображено на фиг. 550.

Сопротивление сепараторов проходу воздуха определяется по формуле

hc = mZ 9- Y мм вод. ст.,

(740)

где w— скорость движения воздуха в м/сек, отнесённая к габаритному

сечению сепаратора;

\ — коэффициент местного сопротивления сепаратора, отнесённый
к одной лопасти и принимаемый равным 6. Под лопастью сепара-
тора понимается плоскость, не меняющая на своём протяжении
направления движения воздуха;

т — число последовательно включённых лопастей в сепараторе.

В жаркую погоду при высокой относительной влажности наружного воз-
духа форсуночные воздухоохладители не могут обеспечить заметного охлаж-

дения воздуха, подаваемого в вагон. Кроме того,
слабо охлаждённый воздух при высокой относи-
тельной его влажности является нежелательным.
В обычных условиях форсуночный воздухоохла-
дитель может обеспечить снижение температуры
в размере 60—70% от первоначальной разницы

Фиг. 550. Расположение

сепараторов

между температурами сухого и мокрого1 термомет -

ров. Этот процент иногда называют увлажнитель-

ным эффектом воздухоохладителя и обозначают буквой Е. Увлажнительный
эффект Е в удачно спроектированных установках может достигать 95—98%.

Увлажнительный эффект Е определяется из уравнения

г ---------- ^2

(741)

или

tx-t2 = £(/х-Г),	(742)

где /i — температура воздуха, поступающего в форсуночный охладитель
(по сухому термометру);

t2— температура воздуха, уходящего из охладителя (по сухому тер-
мометру);

V — температура воздуха, уходящего из охладителя (по мокрому
термометру).

В летнее время — Г в среднем составляет 5—7° С, а в очень жаркую
и сухую погоду может достигать 8—10 °C. Поэтому —t2 при £ = 80%
составляет в среднем /х — t2 = 4 4- 6 СС.

Более эффективное охлаждение воздуха достигается, когда в холо-
дильной камере устанавливаются змеевики, по которым циркулирует ох-
лаждённая вода или газ фреон-12 (CF2C12—дихлордифторметан). Фреон-12,
испаряясь в змеевике (испарителе), отнимает необходимую для своего ис-
парения теплоту от омывающего змеевик воздуха.

10.	ХОЛОДИЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ В ПАССАЖИРСКИХ
ВАГОНАХ

Для отвода избытков тепла в пассажирских вагонах применяется ледяное
и механическое, или машинное (эжекторное и компрессионное), охлаждение.
На фиг. 551 схематически изображена установка с ледяным охлаждением воз-
духа в пассажирском вагоне.

1 Температура мокрого термометра соответствует температуре, при которой воз-
дух полностью насыщен влагой без изменения его теплосодержания.
Запасы льда (2,0—2,5 т) помещаются в бункере 1 с изолированными стен-
ками. Бункер подвешен к раме под полом вагона. Вода через форсунки 2 по-
ступает в бункер и обрызгивает лёд, вследствие чего ускоряется его таяние.

Количество тепла, которое может быть поглощено льдом, превращаю-
щимся в воду с температурой t, равно 80 + ct ккал/кг. Охлаждённая вода скап-
ливается на дне бункера, откуда по трубе 3 поступает в отстойник 4. Из
отстойника 4 через фильтр 5 центробежным насосом 6 (мощность электродви-
гателя 0,3 кет) по трубе 7 охлаждённая вода в количестве (Т^+Вг) кг с темпе-
ратурой ti подаётся в змеевик холодильника <8, где она нагревается до
температуры /г за счёт теплоты, отнимаемой от подаваемого в вагон воздуха.

Часть воды в количестве Вз кг по трубе 9 подаётся в форсунки 2, а другая
часть воды в количестве Вхкг по трубе 10 поступает в змеевик //, омываемый
наружным воздухом, поступающим через фильтр в вагон.

Фиг. 551. Схема установки с ледяным охлаждением воздуха в пассажирском вагоне

Вода, подогретая в змеевике 11 до температуры t3, через трубу 12 под-
водится к автоматическому регулятору 13 уровня жидкости, откуда удаляется
наружу.

Вентилятор 14 забирает наружный воздух через фильтр 15, а рециркуля-
ционный воздух поступает через канал, имеющий заслонку 17. Перед фильтром
18 происходит смешение предварительно охлаждённого наружного воздуха с ре-
циркуляционным. Эта смесь затем проходит через фильтр 18 в воздушный
канал, где омывает змеевик <8, охлаждается и через вентиляционную решётку 19
подаётся в кузов вагона. Применение предварительного охлаждения наруж-
ного воздуха позволяет повысить конечную температуру t3 воды в змеевике
11 и вследствие этого увеличить экономичность холодильной установки. Рас-
ход электроэнергии при ледяном охлаждении составляет 0,2—0,3 кет на цир-
куляционный насос и 1,2—1,5 кет на центробежный вентилятор. Недостатком
этой системы охлаждения является увеличение тары вагона на 2,5—3,0 т
и необходимость пополнения запасов льда на промежуточных остановках через
каждые 1 000—1 500 км, что связано с удлинением стоянок в местах погрузки
л ьда.

Однако ледяное охлаждение самое простое по конструкции, ремонту и
уходу, не требует больших первоначальных затрат и значительных расходов
электроэнергии, может нормально действовать при длительных стоянках ва-
гона и, в частности, при его отцепке от поезда. Эта система вполне пригодна
для местностей с незначительным числом жарких дней в летнее время и корот-
ких рейсов поездов. Первоначальная стоимость установки с ледяным
охлаждением в два раза дешевле оборудования эжекторной или компрес-
сионной системы охлаждения.

Определение расхода льда для охлаждения воздуха, подаваемого в вагон,
осуществляется следующим способом.

Обозначим:

GH — количество наружного воздуха, подаваемого в вагон, в кг/час\
iH — теплосодержание наружного воздуха до его охлаждения в ккал/кг\
iH — теплосодержание наружного воздуха после его охлаждения
(в змеевике И) в ккал/кг\

G — количество воздуха, подаваемого в вагон, в кг\

ic — теплосодержание смеси воздуха до её охлаждения в ккал/кг\
in — теплосодержание воздуха после его охлаждения (в змеевике S)
в ккал/кг\

Вг— количество льда, расходуемого в час на охлаждение подаваемого
в вагон воздуха, в кг\

В2— количество воды, поступающей через форсунки, в кг/час\

/2 — температура воды, поступающей в бункер через форсунки, в °C;

—температура воды в отстойнике в °C;

t3 — температура воды, уходящей из змеевика //, в °C;

Qx — количество тепла, отнимаемого от воздуха при протекании его
через змеевик //, в ккал/час\

Q2 — количество тепла, отдаваемого воздухом при движении его
около змеевика <?, в ккал/час;

с — теплоёмкость воды; с ~ 1 ккал/кг°С\

R— холодопроизводительность установки в ккал/час.

Для принятых обозначений применительно к схеме, показанной
на фиг. 551, можно написать следующие уравнения:

Qx = Вхс (t3 -12) = GH (iH - i'H);	(743)

Q2 = (Bx + B2)c(t2 - /x) = G	(744)

Полное количество тепла, отводимого от охлаждаемого воздуха,
равно

R = Qi “F Q% — Brc (t3 —12) + (Вх 4- В2) с (t2 — ti) =

= В.с (/3 - /х) 4- В2с (t2 -tJ = G {ie - in) 4- GH ).	(745)

Температура воды в бункере 1 и отстойнике 4 определяется
из уравнения

В2с (t2 — G) = (80 4- ^i) Bi,	(746)

откуда

Заменяя B2c(J2 — /г) в выражении (745) через (80 + с/х)Вх, получим

/? = (80 + ct3) Вх	(748)

R

В1 “ 80 -Ь ct3 '

(749)
В расчётах принимают

tH = 32 4- 40 °C, Z3 = tH — (5 4- 8) °C;

ti = tc — (5 4-8) СС и /х = 0 4-5°С.

Если в установках не предусмотрено предварительного охлаждения
подаваемого наружного воздуха, то В2 определяется из уравнения:

/? = (Вх + В2)с (t2 - /х) = (80	/2) Вх,	(750)

где

t2 = tH — (5 4-8) °C и /х = 0 4-5°С.

11. МЕХАНИЧЕСКОЕ (МАШИННОЕ) ОХЛАЖДЕНИЕ

Общие сведения. Холодильной машиной называется комплекс от-
дельных аппаратов, необходимых для осуществления обратного кругового
процесса, служащего для получения низких тем-
ператур. Согласно диаграмме обратного цикла
Карно (фиг. 552) от источника низкой темпера-
туры То отнимается тепло q0, затрачивается ра-
бота AL и подводится к источнику высокой тем-
пературы Т количество тепла Q = qQ + AL. Про-
изводительностью, или охлаждающей мощностью,
холодильной машины называется то количество
тепла, которое машина отнимает от охлаждаемой
s среды в течение часа. Для выяснения экономич-
ности холодильной машины определяют отношение

Фиг. 552. Диаграмма об- количества тепла q0, отнимаемого от охлаждаемой
ратного цикла Карно в среды, к затраченной работе AL. Это отношение на-
координатах т, S зывается холодильным коэффициентом, или коэффи-
циентом производительности холодильной машины:

£теор

7о __	^0

AL Т —То *

(751)

Величина коэффициента гтеор тем больше, чем меньше разность темпера-
тур между тепловым и холодильным (температура конденсации и испарения)
источниками. Коэффициент гтеор не зависит от природы рабочего тела.
С точки зрения экономичности не следует охлаждать машину ниже
температуры, крайне необходимой для достижения цели, заданной при
охлаждении.

Удельная холодопроизводительность машины

Ктеор = 632гшеор ккал!л.с.час =-860 zmeop ккал/квт-час.	(752)

Эжекторная(пароводяная)холодильная установка. Эжекторные установки
располагаются между потолком и крышей или под кузовом вагона. Эжектор-
ная установка снабжается паром от паровоза или другого источника. Одной из
главных деталей оборудования этой установки является эжектор, поэтому эта
система и называется эжекторной. Принцип действия установки основан на
создании сильного разрежения (вакуума) в резервуаре-испарителе для испаре-
ния воды при низких температурах. Испарение воды сопровождается пониже-
нием её температуры за счёт скрытой теплоты парообразования. Холодопро-
изводительность эжекторной вагонной установки составляет 15 000 —
20000 ккал!час.

На фиг. 553 изображена схема пароводяной эжекторной установки, рас-
полагаемой под кузовом вагона. Устройство установки заключается в сле-
дующем.

Пар по трубе 1 под давлением 4—5 ати подаётся в эжектор 2, соединённый
патрубком 3 с резервуаром-испарителем 4, частично заполненным водой. Рас-
ширяясь в эжекторе, пар создаёт разрежение в резервуаре 4, вследствие чего-
в нём происходит испарение воды, и она охлаждается до температуры 5-? 10е.

Образующиеся в испарителе 4 пары непрерывно отсасываются эжектором 2Г
а остающаяся в нём вода теряет количество тепла, соответствующее скрытой
теплоте испарения удаляемых паров, вследствие чего температура её пони-
жается.

Охлаждённая в резервуаре-испарителе 4 вода нагнетается насосом 5 в хо-
лодильник 6 для понижения температуры воздуха, подаваемого вентилятором 7
в вагон. Паровая струя эжектора 2, смешанная с водяными парами резер-
вуара-испарителя 4, поступает в трубчатый конденсатор S, предназначенный

для поддержания низкого давления (40—бОлшрт. ст.) у конца эжекторного
сопла и для конденсации смеси пара и испаряемой воды. Конденсация смеси
и сохранение необходимого низкого давления достигаются охлаждением по-
верхности трубчатого конденсатора водой. Вода для охлаждения конденсато-
ра 8 нагнетается насосом 9 из резервуара 10, а из конденсатора 8 вода отво-
дится водяным эжектором И. Для регулирования количества подаваемого
воздуха в воздушном канале имеются заслонки 12.

Чем ниже температура испарения в резервуаре-испарителе, тем больше
расход пара.

Если вместо охлаждения необходим подогрев подаваемого в вагон воз-
духа, то пар по трубе 1 поступает в воздухоподогреватель 13, а холодильник 6
вместе с остальными устройствами отключается. Ввиду непрерывной подачи
пара в охлаждающую систему предусматривается возможность удаления из-
лишков воды.

Эжекторная установка для охлаждения воздуха весит 2,5—3,0 т. Общий
расход электроэнергии на двигатели для насосов и вентиляторов не превышает
2,5—4,5 кет. Расход рабочего пара на 1 000 ккал зависит главным образом от
температуры испарения и параметров пара перед эжектором. Чем ниже темпе-
ратура испарения в эжекторной установке, тем большее создаётся разрежение
в испарителе и тем труднее его поддерживать из-за больших перепадов давле-
ния в эжекторе и увеличивающихся объёмов пара.

Нормальным давлением для эжекторных установок является 4—5 атщ
с повышением давления сверх 5 ати расход пара на 1 000 ккал остаётся почти
постоянным. Расход рабочего пара давлением 5 ати в зависимости от тем-
пературы испарения воды приблизительно составляет:

Температура испарения воды в °C ... . 4-10 4-5	0

Расход пара на 1 000 ккал в кг ... 2,5 3,0	5,5

В вагонных установках с холодопроизводительностью 18 000 —
20 000 ккал/час расход пара составляет 60—80 кг/час (без учёта потерь в паро-
вой магистрали). Полный расход пара составляет 100—120 кг/час на 1 вагон,
а на состав из 12 вагонов — 1 200 кг/час.

Если принять расход пара на 1 касательную лошадиную силу
равным 8 кг/час, то при включении эжекторных установок паровоз теряет
1200 1СЛ

—ё—« 150 л. с., кроме расхода дополнительной мощности на выработку
о

электроэнергии для двигателей вентиляторов и насосов. Если принять рас-
ход электроэнергии для двигателей вентиляторов и насосов равным 2,5 X
Х12 = ЗО квт, к. п. д. вагонных генераторов равным 0,65 и к. п. д.
ремённой передачи и двигателей равным 0,8, то дополнительный расход
30

мощности составит	—k-q~=60 кет, или 82 л. с.

U,оэ • U,о

Следовательно, эжекторные установки в пассажирских вагонах требуют
от паровоза дополнительного расхода мощности около 150 + 82 = 232 л. с.,
что составляет около 12—15% от максимальной мощности паровоза Су, раз-
виваемой на подъёме.

Эжекторная установка проста и надёжна в эксплуатации, не требует мощ-
ных электрических установок, но она применима лишь для коротких соста-
вов, так как для неё необходим пар давлением 4—5 ати, что трудно обеспе-
чить в хвосте длинного состава. Недостатком эжекторной установки является
то, что она требует постоянной подачи пара, т. е. может работать только после
прицепки вагона или состава к паровозу или при соединении с паропроводом
стационарной котельной установки; на электрифицированных участках же-
лезных дорог и при тепловозной тяге прекращается действие установки.

Компрессионное охлаждение. Компрессионное охлаждение представляет
собой процесс, при котором рабочее вещество машины или холодильный агент
(хладоагент) испаряется при сравнительно малом давлении и низкой темпера-
туре, а затем пары хладоагента снова переходят в жидкое состояние. Превра-
щение хладоагента из жидкого состояния в парообразное сопровождается
большим расходом тепла, отнимаемого от охлаждаемого воздуха. Холодиль-
ная компрессионная машина (фиг. 554) состоит из следующих основных частей:
компрессора /, конденсатора (охладителя) 2, терморегулирующего клапана
(дроссель-клапана) 3, воздухоохладителя (испарителя) 4 и коллектора (сбор-
ника) 5. Все эти части последовательно соединены между собой трубопрово-
дами.

Сравнительно холодные пары хладоагента поступают в цилиндр компрес-
сора /, где они сжимаются и вследствие этого нагреваются. Сжатие произ-
водится до такого давления, при котором температура конденсации паров
хладоагента становится выше температуры наружной среды на 10 — 20°.
На сжатие и нагревание паров затрачивается определённое количество
энергии.

Нагретые в компрессоре 1 пары хладоагента нагнетаются в конденсатор 2,
где они охлаждаются воздухом, перемещаемым винтовым вентилятором 6.
В конденсаторе 2 пары хладоагента охлаждаются почти до температуры окру-
жающей среды. Так как эта температура для данного давления ниже темпера-
туры испарения, то пары хладоагента конденсируются и превращаются в жид-
кость, сохраняя своё повышенное давление. Изменение температуры хладо-
агента (фреона-12) в холодильной установке показано на фиг. 554.

Фиг. 554. Схема холодильной компрессионной установки

Из конденсатора 2 жидкий хладоагент через коллектор 5 и терморегули-
рующий клапан 3 поступает в воздухоохладитель (испаритель) 4. Вследствие
дросселирования жидкого хладоагента давление его снижается и он в испари-
теле снова переходит в пар, температура которого ниже окружающей среды.
Во время испарения хладоагента от окружающей среды (воздуха, подаваемого
в вагон вентилятором 7) отнимается большое количество тепла. Проходящий
через холодильник воздух всегда теряет некоторую долю влаги, осаждающейся
на стенках холодильника и стекающей на поддон камеры кондиционирования.
После того как пары хладоагента поглотили тепло из окружающей среды, они
снова используются для повторения всего описанного цикла.

Холодопроизводительность 1 кг рабочего тела составляет

<7о = »1 — *2.	(753)

Где ix — энтальпия (теплосодержание) сухого пара при заданной темпера-
туре испарения в ккал/кг\

i2 — энтальпия (теплосодержание) жидкости перед терморегулирующим
клапаном.

Количество хладоагента Gx кг, подаваемого через терморегулирующий
клапан, зависит от тепловой нагрузки. R испарителя и равно Gx ——.

Давление в испарителе следует поддерживать несколько выше атмосфер-
ного для того, чтобы воздух и влага не проникали в систему через неплот-
ности соединений; влага вызывает коррозию.

Холодильная машина, помимо основных частей, показанных на схеме
(см. фиг. 554), имеет дополнительные устройства: переохладитель, грязеулови-
тель, маслоотделитель и приборы автоматики для регулирования работы хо-
лодильного агрегата. Установка переохладителя обеспечивает повышение
42 Вагоны
холодопроизводительности и уменьшение дроссельных потерь. Компрессор
с конденсатором обычно устанавливается под кузовом вагона, а охладитель—
в камере кондиционирования или воздушном канале. Наилучшим хладоаген-
том для вагонных холодильных установок является фреон-12.

Фреон практически можно считать безвредным. Он не горит, не
образует взрывчатых смесей и не вызывает коррозии металлов. Фреон
слабо растворяется в воде, но хорошо — в масле. Отношение теплоёмкости
ср при постоянном давлении к теплоёмкости cv при постоянном объёме
для фреона составляет = 1,14.

Точка кипения фреона-12 при атмосферном давлении равна 29,8°, замер-
зания — 190,5°. Кривая зависимости между температурой конденсации и дав-
лением фреона-12 показана на фиг. 555. Скрытая теплота испарения фреона
при различных его давлениях приведена в табл. 71.

Таблица 71

Характеристики фреона (по проф. Комарову)

Давление в ата	Температура в *С	Теплосодержание в ккал]кг		Теплота испарения в ккал]кг	Давление в ата	Температура в °C	Теплосодержание в ккал!кг		Теплота испарения в ккал 1кг
		жидкости	пара				жидкости	пара	
12,50	50	111,92	141,71	29,79	5,78	20	104,56	139,12	34,56
11,30	46	110,91	141,43	30,52	5,16	16	103,63	138,72	35-.08
9,78	40	109,41	140,97	31,56	4,32	10	102,26	138,09	35,84
8,86	36	108,42	140,63	32,21	3,82	6	101,35	137,67	36,32
7,59	30	106,95	140,09	33,14	3,58	4	100,90	137,45	36,56
6,83	26	105,99	139,71	33,72	3,36	2	100,45	137,23	36,79
					3,15	0	100,00	137,01	37,01

В фреоновых холодильных установках очень важно, чтобы части си-
стемы были хорошо очищены, а трубы были сухими. В случае попадания влаги

Фиг. 555. Кривая зависи-
мости между температу-
рой конденсации и дав-
лением фреона-12

она замерзает и в терморегулирующем вентиле скоп-
ляются кусочки льда, которые нарушают действие
установки. Присутствие самых незначительных ко-
личеств фреона легко обнаруживается с помощью
специальной спиртовой лампы, горелка которой на-
гревает установленную в ней медную проволоку.
Когда воздух, содержащий фреон, соприкасается с
нагретой медной проволокой, пламя горелки стано-
вится сине-зелёным. Так как фреон быстро не рас-
сеивается, а остаётся у места утечек или стекает
вниз, неплотности соединений легко обнаруживаются
при помощи указанной лампы.

Удельная холодопроизводительность фреона при
температуре в конденсаторе + 40°С и в испарителе
(воздухоохладителе) +5°С равна 28,15 ккал1кг\ коли-
чество циркулирующего фреона на 1 000 ккал/час —
36 кг/час. Расход электроэнергии на 1 000 ккал/час

составляет 0,35 кет/час. Фактически с учётом расхода энергии на вентиля-
тор конденсатора затрачивается 0,42—0,50 квт/час на 1 000 ккал/час.

Тепловая нагрузка конденсатора составляет

QK = /?+ 860 Ni ккал/час,

(754)

где R — рабочая холодопроизводительность при заданных температу-
рах испарения, конденсации и переохлаждении в ккал/час',
— индикаторная работа компрессора при заданном темпера-
турном режиме в квпг,
Ne — мощность двигателя в квт\

г\м — механический коэффициент полезного действия компрессора,
равный 0,8 — 0,9.

Поверхность конденсатора определяется по формуле

р — Q*

КРЫср'

(755)

где Кр — коэффициент теплопередачи ребристых трубок конденсатора, кото-
рый при воздушном охлаждении можно ориентировочно принять
равным 20 — 30 ккал/м2час°С при Д^р = 84- 12°С;

ЬЛср— разность средних температур конденсирующихся паров и охлаж-
дающего воздуха.

Поверхность Fox ребристого воздухоохладителя (испарителя) опре-
деляется по формуле

R

Fox - K^t'cp’

где Ki — коэффициент теплопередачи ребристых трубок воздухоохлади-
теля, равный 20—25 ккал/м2час°С при Д t'cp = 8 4-* 12°С;

$ — коэффициент влаговыпадения, равный 1,5 — 2,0;

htcp— средний перепад температур между циркулирующим воздухом
и испаряющимся фреоном.

Холодопроизводительность компрессионной машины изменяется в широких
пределах в зависимости ст температурных условий её работы. Особенно боль-
шое влияние оказывает температура испарения. С понижением температуры
испарения холодопроизводительность машины резко уменьшается. Для сравне-
ния холодопроизводительности машин установлены следующие стандартные
нормальные условия работы: компрессор засасывает сухой насыщенный пар хо-
лодильного агента, температура испарения t0 = — 10°С, температура конденса-
ции tK = + 25°С и температура переохлаждения tn = + 15°С. Фактические усло-
вия работы холодильной машины отличаются от нормальных, поэтому в экс-
плуатации приходится иметь дело с рабочей производительностью холодиль-
ной машины. Рабочая производительность устанавливается при эксплуатацион-
ных условиях работы холодильной машины.

Вес холодильной компрессионной установки в вагонах достигает 4,5—6 т.

В зависимости от типа привода компрессора различают компрессионные
установки с механической и электромеханической передачей. В установках
с механической передачей компрессор приводится в движение от оси вагона
посредством карданной или ремённой передачи, а при электромеханической—
от двигателя, питаемого током от вагонного или центрального генератора,
установленного в моторном вагоне ( дизельпоезд). На стоянках двигатель ком-
прессора может приводиться в движение от электросети станции.

В компрессионных установках с аккумуляцией холода (фиг. 556) под
кузовом вагона устанавливают резервуар 1 с водой, в котором разме-
щается змеевик охладителя (испарителя) 2. Охлаждённая в резервуаре
вода проходит через фильтр 3, подаётся насосом 4 в воздухоохлади-
тель 5, расположенный в вентиляционной сети вагона. Из воздухоохладителя
подогретая воздухом вода через форсунки 6 снова попадает в резервуар 1, где
вновь охлаждается до 2—3°С.

Наличие аккумулятора холода при правильно выбранных мощности
компрессора и ёмкости водяного резервуара позволяет при кратковремен-
ных стоянках или выключении электрогенератора использовать аккумули-
рованный в резервуаре/ холод для отвода теплоизбытков из вагона.

Эта установка демонтируется без потерь хладоагента, так как весь агрегат
размещён под кузовом вагона. К недостаткам этой схемы следует отнести умень-
шение холодильного коэффициента гтеор1 повышение тары вагона на 6,5—8 mf
обмерзание трубок испарителя 2 и дополнительный расход электроэнергии на
циркуляционный насос 4. Общий расход электроэнергии при этой системе равен
сумме мощностей льдоохладительной и компрессионной установок, из которых
каждая имеет такую же холодопроизводительность.

4

Фиг. 556. Компрессионная установка с аккумуляцией холода:

/ — резервуар для воды; 2—змеевик охладителя; 3—фильтр; /—центробежный насос; воздухоохла-
дитель; 6—форсунки; 7 - центробежный вентилятор; 8 компрессор; 9—конденсатор; /0-коллектор;
//—вентилятор; 12—изоляция; 13—труба; 14—электродвигатель; 15—терморегулирующий клапан

Как указывалось выше, в зависимости от климатических условий, типа
вагона и числа пассажиров отводимые теплоизбытки достигают 15—20 тыс.
ккал/час, а мощность двигателей для компрессионной установки, смонтирован-
ной по схеме, показанной на фиг. 554, составляет соответственно 8—10 квт/час
(с учётом расхода энергии на вентиляторы конденсаторов и вентиляционной
сети). Кроме того, на зарядку аккумуляторов вагона требуется 1,5—2,5 кет,
а всего 10—12 кет.

Если принять к. п. д. вагонных генераторов равным 0,65—0,75 и к. п. д.
ремённой передачи 0,8, получим расход энергии на 1 вагон равным
/п -2 п~о = 17-4-23 кет, а расход электроэнергии на поезд из 12 ва-
(U,bO —и,/о) U,о
гонов составит 200 — 275 кет.

с Кроме того, вес поезда из-за наличия холодильных установок увеличи-
вается в среднем на 5 X 12 = 60 т. Всё это требует затраты дополнительной
мощности, достигающей 20—30% от мощности, развиваемой паровозом серии
Су на подъёме. Поэтому с введением кондиционирования воздуха во всех ва-
гонах в летнее время потребуется увеличение мощности локомотива или нали-
чия в составе специальных вагонов-электростанций мощностью до 275 кет.

12. АППАРАТЫ КОНТРОЛЯ И РЕГУЛИРОВКИ

Для поддержания необходимой и равномерной температуры воздуха и
его влажности в вагоне устанавливаются приборы, автоматически регулирую-
щие действие охлаждающих и нагревательных приборов, вентиляторов, а так-
же форсунок, увлажняющих воздух.

Каждый регулятор состоит минимально из двух элементов: один из
них воспринимает изменения регулируемого параметра воздуха (темпе-
ратура, относительная влажность и др.) и создаёт командный импульс,
посылаемый к исполнительному механизму. Второй элемент — исполни-
тельный механизм — действует в соответствии с импульсом, получен-
ным от первого элемента, на регулируемый параметр.

Приборы контроля и регулирования очень разнообразны по конструкции.
Основными исполнительными приборами или механизмами авторегулирования
установки для кондиционирования воздуха являются клапаны, воздействую-
щие на нагревающую, охлаждающую или увлажняющую среду. В вагонных
установках применяют электрические приборы автоматического регулиро-
вания.

Для приведения в действие всех исполнительных механизмов (регулиро-
вочных, смесительных и дроссельных клапанов) применяются сервомоторы.
Управление сервомотором исполнительного механизма осуществляется через
электрическую цепь посредством чувствительного прибора и реле.

Фиг. 557. Мембранный терморегулируюший клапан

Регулирование работы исполнительных механизмов в вагонах произво-
дится по одному из следующих способов:

1)	двухпозиционное регулирование, позволяющее устанавливать испол-
нительный механизм только в двух крайних положениях, соответствующих
или полному включению или полному выключению подачи. Этот способ ре-
гулирования часто применяется в вагонных установках;

2)	пропорциональное регулирование, при котором исполнительный ме-
ханизм устанавливается не только в двух крайних, но и в промежуточных
положениях, соответствующих степени изменения параметров среды, окружаю-
щей чувствительный прибор.

Приборы автоматики не только полностью обеспечивают поддержание
необходимых параметров воздуха (температура, влажность), но и сокращают
эксплуатационные расходы и снижают величину коэффициента неравномер-
ности т теплового потока, проходящего через внешние ограждения кузова.
Основными приборами автоматики холодильных машин являются сле-
дующие.

1.	Терморегулирующий клапан (дроссель-клапан), изо-
бражённый на фиг. 557, регулирует количество хладоагента, поступающего
в испаритель, в зависимости от температуры перегрева всасываемых паров.
С увеличением количества жидкого хладоагента, поступающего в испаритель,
перегрев понижается, а с уменьшением — увеличивается. Клапан 1 откры-
вается, когда температура перегрева паров становится выше некоторого
определённого уровня.

Терморегулирующий клапан соединён с чувствительным патроном 5, на-
полненным жидким фреоном или другой легко кипящей жидкостью, и плотно
прижатым к трубопроводу за испарителем 4 (см. фиг. 554). Когда температура
чувствительного патрона становится на 3—5° выше температуры кипения жид-
кости, то давление кипящих паров на мембрану 2 (см. фиг. 557) сверху стано-
вится больше давления на неё снизу, вследствие этого мембрана прогибается
и опускает вниз соприкасающийся с ней клапан /, позволяя фреону
поступать в испаритель.

С изменением количества фреона, поступающего в испаритель, или темпера-
туры воздуха внутри или снаружи кузова вагона изменяется температура жид-
кости в чувствительном патроне, а вследствие этого меняется величина подъёма
клапана и холодопроизводительность испарителя.

Фиг. 558. Магнитный запор-
ный клапан

Фиг. 559. Манометрический термостат

2.	Магнитный запорный клапан (соленоидный), изображён-
ный на фиг. 558, устанавливается перед терморегулирующим клапаном и слу-
жит для защиты компрессора от попадания в него жидкого хладоагента. Когда
нет тока в соленоиде, клапан закрыт. При пуске компрессора происходит авто-
матическое замыкание тока в электрической цепи соленоида 5, сопровождаю-
щееся втягиванием в него якоря 1 и подъёмом соединённого с последним кла-
пана 2, который открывает проход для жидкости или пара.

После остановки компрессора ток- выключается, соленоид размагничи-
вается, якорь и клапан опускаются вниз и тем самым прекращается дви-
жение жидкости или пара.

3.	Термостат (фиг. 559) — прибор, чувствительный к изменению тем-
пературы. Он применяется для регулирования подачи или отвода тепла (источ-
никами тепла) и холода. На фиг. 559 показана схема устройства манометри-
ческого термостата. Когда под влиянием повышения температуры давление
паров легко кипящей жидкости в пространстве между стаканом 1 и гофрирован-
ной мембраной (сильфоном) 2, соединённой трубкой 3 с чувствительным патро-
ном, повышается, мембрана 2 сокращается и поднимает стержень 4t связанный
системой рычагов и пружин со стеклянным ртутным баллоном 5. Подъём стерж-
ня 4 вызывает наклон баллона 5, замыкающего электрическую цепь, чем обеспе-
чивается пуск двигателя компрессора холодильной установки. При понижении
температуры воздуха давление паров жидкости уменьшается, мембрана удли-
няется и стержень 4 под действием пружины 6 занимает первоначальное по-
ложение, изменяя наклон баллона 5 и выключая двигатель компрессора. Этот
термостат имеет высокую степень чувствительности й обеспечивает регулировку
в широком диапазоне температур.

4.	Прессостат (выключатель низкого давления) — автоматически
включает или выключает компрессор в зависимости от установленного диапа-
зона давлений в испарителе (на всасывающей маги-
страли), а следовательно, и от температуры испаре-
ния (Pmin = 3,2 ата или +Г испарения).

К нагнетательной
линии

К Всасывающей линии

Фиг. 560. Схема устройства прессостата, объединённого
с маноконтроллером:

/—сильфон прессостата; 2—рычаг с пластиной; 3 -тяга; 4 — токоне-
сущая пластина; 5—контактный винт; 6 — магнит; 7—пружина с
винтом для настройки приборов; 8 сильфон мано.контроллера;

9—рычаг с пружиной

Фиг. 561. Гумидостат

5.	Маноконтроллер (выключатель высокого давления) — авто-
матически останавливает компрессор, когда давление в нагнетательной маги-
страли повышается сверх установленной нормы. Для фреоновых компрессоров
обычно рты= 15,0-г 17,5 ата.

Прессостаты и маноконтроллеры обычно конструктивно объединяются в
один прибор, так как они имеют общий механизм для быстрого включения
и выключения электроконтактов.

Принцип устройства прессостатов и маноконтроллеров (фиг. 560) отличает-
ся от манометрических термостатов (см. фиг. 559) тем, что пространства между
стаканом 1 и сильфоном 2 у них соединяются трубками с всасывающей или
нагнетательной магистралями и подвержены воздействию соответствующих
давлений, а в термостатах давлению паров легко кипящей жидкости, запол-
няющей пространство между сильфоном и стаканом /.

На фиг. 560 показана схема прессостата, объединённого с маноконтрол-
лером.

При выборе способа автоматического регулирования следует учитывать,
что в установках кондиционирования воздуха с малой производительностью и
значительным изменением агента возмущения (температуры наружного воз-
духа, влажности и др.) целесообразно применять систему двухпозиционного
регулирования, а в установках высокой производительности и незначитель-
ного изменения агента возмущения при малой тепловой инерции кузова пред-
почтительно применение пропорционального (многопозиционного действия)
регулирования х.

1 Более подробно о технике регулирования см. Г. В. Архипов. Автоматиче-
ское регулирование кондиционирования воздуха. Оборонгиз. 1949.
6. Гу м и доста т (фиг. 561) — прибор, чувствительный к атмосферной
влажности. Главной частью гумидостата является чувствительный элемент 1,
легко реагирующий на изменение влажности воздуха. Чувствительным эле-
ментом прибора служит деревянная полоска размером 55 X 15 X 3 мм или
пучок обезжиренных волос. Уменьшение влажности воздуха сопровождается
сокращением, а увеличение — удлинением чувствительного элемента. С изме-
нением влажности меняется положение коромысла 2 и стержня 3 между кон-
тактами 4, а вследствие этого включаются или выключаются электродвигатели
насосов, подающих воду к форсункам. Этот гумидостат двухпозиционного
действия.
ГЛАВА XXI

ЭЛЕКТРИЧЕСКОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ПАССАЖИРСКИХ
ВАГОНОВ

1.	НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ ЭЛЕКТРИЧЕСКОГО
ОБОРУДОВАНИЯ ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ

Электрическое оборудование до недавнего времени применялось в пасса-
жирских вагонах лишь для целей освещения. Впервые электрическое освеще-
ние вагонов было осуществлено на б. Петербурго-Варшавской железной дороге
ещё в 1887 г., вскоре после промышленного применения электрических ламп
накаливания, изобретённых А. Н. Лодыгиным в 1873 г.

С течением времени электрическое освещение вагонов вследствие его вы-
сокого качества, чистоты, удобства обслуживания, повышения пожарной без-
опасности вытеснило все другие виды освещения (свечное, керосиновое, масля-
ное, газовое) сначала в дальних, а затем и во всех других пассажирских
поездах.

Широкое применение электрического освещения вагонов пассажирского
парка осуществлено в годы советской власти, при этом из года в год растёт
качество электрического освещения вагонов (освещённость, удобство размеще-
ния светильников, их конструкция и т. п.). Свечное освещение в настоящее
время сохранилось в вагонах, построенных до 1941 г., в качестве резервного,
на случай выхода из строя электрического освещения.

С выпуском нашей промышленностью в послевоенный период комфорта-
бельных металлических вагонов электрическая энергия стала использоваться
не только для осветительных целей, но также для питания силовых приёмников
(двигатели насоса, пылесоса и вентиляторов); при этом работа, ведущаяся кон-
структорами по совершенствованию оборудования этих вагонов и, в част-
ности, по созданию устройств воздухокондиционирования, вызывает необ-
ходимость в увеличении числа и мощности электроприёмников пассажирского
вагона. Если в поездах с вагонами, имеющими деревянные кузова, установлен-
ная мощность источников электроэнергии составляла около 5—10 кет, то в со-
временных поездах с металлическими вагонами она достигает 60—70 кет, а
в ближайшем будущем при эксплуатации вагонов с полным воздухоконди-
ционированием будет доведена до 200—250 кет.

Для питания электроэнергией приёмников вагона поезда оборудуются
специальными поездными электростанциями.

В практике электроснабжения вагонов находят применение следующие
системы источников электроэнергии:

1.Аккумуляторная система, когда вагон или группа вагонов
питается от аккумуляторной батареи, заменяемой или заряжаемой на конеч-
ной станции. Аккумуляторная система в чистом виде в настоящее время почти
не применяется, так как аккумуляторные батареи достаточной мощности об-
ладают большим весом и требуют значительной затраты времени для зарядки
их на конечных станциях.

2.	Система с независимым приводом генератора,
при которой источником тока является турбогенератор, питаемый паром от
котла паровоза, или дизельгенератор; турбогенератор устанавливается на па-
ровозе или тендере, а дизельгенератор — в багажном или специальном вагоне-
электростанции. Система с турбогенератором находит широкое применение
преимущественно для освещения паровозов и питания установленных на них
автостопов, а также для электроснабжения пригородных поездов.

Система с дизельгенерагором применялась раньше для освещения вагонов
в поездах дальнего следования. Однако дизельгенераторная установка опасна

Фиг. 562. Общий вид генератора с приводом и подвеской:

/—генератор; 2 — шкив генератора; 3—ремень; 4— шкив на оси колёсной пары;
5—подвеска; 6—шкворень; 7—кронштейн натяжного устройства; 8—тяга; р—пружина

в пожарном отношении, так как в вагоне-электростанции находится горючее
для двигателя. Для обслуживания такой электростанции необходима специаль-
ная бригада; кроме того, часть состава используется не для перевозки пассажи-

ров, а для размещения стан-
ции, горючего и обслуживаю-
щей бригады. Поэтому в на-
стоящее время дизельгенера-
торные электростанции нахо-
дят применение лишь в поез-
дах специального назначения,
удаляющихся на значитель-
ный срок от своей базы, при
неопределённой продолжи-
тельности остановок, когда
другие системы применены
быть не могут.

3.	Осевая систе-

Фиг. 563. Общий вид аккумуляторного ящика: М а, при которой ИСТОЧНИКОМ
/—ящик для аккумуляторов; 2—усиливающие рамки ящика; ЭЛеКТООЭНерГИИ ЯВЛЯЮТСЯ
3—аккумуляторный элемент; 4—брусок деревянный; 5-за-	„	__ ...... ™

кидка; 6—крышка ящика; 7—тяга для удержания крышки; ТЗК Называемые ВЗГОННЫе Ге-
8-ушки для зажима	НерЗТОрЫ, КОНСТРУКЦИЯ КО-

торых позволяет размещать
их на раме год кузовом вагона (фиг. 562). В этом случае приводом
генератора является ось колёсной пары вагона, что позволяет обходиться
без особого двигателя и упрощает обслуживание источника электроэнергии.
Эта система широко применяется для электроснабжения вагонов. Так как
генератор с приводом от оси колёсной пары не обеспечивает энергией при-
ёмники поезда при малых скоростях движения (до 16 км/час) и на стоянках
генератор дополняется аккумуляторной батареей, которая при работе генера-
тора заряжается, а при его отключении питает электроприёмники вагонов.
Аккумуляторная батарея, так же как и генератор, размещается под кузовом
вагона в специальном аккумуляторном ящике (фиг. 563). Управление работой
электростанции и распределение электроэнергии осуществляется аппаратурой
с распределительного щита, устанавливаемого в отделении проводников вагона.

В поездах с вагонами довоенной постройки имеется обычно один-два
вагона-электростанции в составе; в поездах с металлическими вагонами,
потребляемая мощность которых больше, электростанция предусматривается
в каждом вагоне \ В первом случае, когда группа вагонов питается от одной
электростанции, система элекстроснабжения называется групповой;
во втором, когда каждый вагон имеет собственную электростанцию, система
электроснабжения называется индивидуальной. Вагоны, не имеющие
источника электроэнергии, снабжаемые электроэнергией от вагона-электро-
станции, называют холостыми вагонами.

Независимо от системы электроснабжения электрооборудование вагона
в общем случае включает следующие устройства:

1)	осветительное электрооборудование;

2)	силовое оборудование;

3)	генератор;

4)	вагонные аккумуляторы;

5)	распределительное устройство;

6)	питательные и распределительные сети.

2.	ЭЛЕКТРИЧЕСКОЕ ОСВЕЩЕНИЕ ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ

Источники света. От искусственного освещения пассажирских вагонов
требуется достаточная освещённость всех помещений вагона, для чего в этих
помещениях размещается необходимое количество источников света соответ-
ствующей мощности. В качестве источников света используются специаль-
ные железнодорожные лампы накаливания с патронами типа «Сван», не допу-
скающие самопроизвольного вывёртывания ламп при тряске вагона, а также
лампы софитного типа, имеющие два специальных цоколя. Характеристики
железнодорожных ламп в соответствии с ГОСТ В 1181-41 приведены в табл. 72.

Таблица 72

Основные характеристики железнодорожных ламп накаливания

Форма лампы	Т ип лампы	Номи- нальное напря- жение в в	Номи- нальная мощ- ность в вт	Диаметр колбы  в мм	Полная длина в мм	Номи- нальны й световой поток в лм	Номи- нальная световая отдача в лм} вт	Средняя продолжи- тельность горения в часах при номиналь- ном на- пряжении	Тип цоколя
Капле-	Ж-1	24	10	43	70	1  70	7,0	800	2С-22
образная	ж-з	24	25	43	70	250	10,0	800	2С-22
	ж-ю	50	10	61	104	70	7,0	1 000	2С-22
	Ж-5	50	15	61	104	123	8,2	1 000	2С-22
	Ж-7	50	25	61	104	220	8,8	1 000	2С-22
	Ж-8	50	50	61	104	550	11,0	1 000	2С-22
Софит-	Ж-2	24	15	28	85	108	7,2	300	СФ-19
ная	Ж-6	50	15	28	85	108	7,2	300	СФ-19
Цилин- дриче- ская	Ж-4	50	10	31	83	63	6,3	1 000	2С-22

1 Багажные вагоны не имеют собственной электростанции.
Колбы ламп изготовляются из прозрачного и матированного стекла.
Кривые светораспределения для условной лампы в 1 000 лм в прозрачной 1
и матированной 2 колбе показаны на фиг. 564.

Лампы накаливания, чувствительны к колебаниям напряжения; повыше-
ние напряжения понижает срок службы лампы, понижение — снижает свето-
отдачу (фиг. 565). Поэтому в сетях осве

Фиг. 564. Кривые распреде-
ления силы света электри-
ческой лампы

щения не допускают отклонения напряже-
ния от номинальной величины более чем
на 6%.

В последнее время в промышленности,
торговых предприятиях и общественных
зданиях находят широкое применение
лампы дневного света, или, иначе, люми-
несцентные лампы. В этих лампах исполь-
зуется свойство некоторых веществ, так
называемых люминофоров, светиться под
влиянием возбуждения ультрафиолетовым
излучением.

Фиг. 565. Зависимость основных
характеристик ламп накаливания
от изменения напряжения:

/—продолжительность горения;

2— мощность; 3—световая отдача;
4—световой поток

Значительная работа в области ламп дневного света проделана академиком
С. И. Вавиловым и его школой. Оборудование ламп дневного света сложнее
ламп накаливания, вследствие чего этот вид освещения пока не нашёл широкого
применения в железнодорожных вагонах. Однако люминесцентные лампы
обладают высокой светоотдачей, экономичностью, стойкостью к вибрациям,
излучают мягкий свет. Поэтому при дальнейшем совершенствовании люмине-
сцентного освещения оно должно получить широкое применение в вагонах.

Как видно из кривых светораспределения (фиг. 564), лампа посылает све-
товой поток в разные стороны, включая и освещение потолка вагона. Для ра-
ционального использования светового потока лампы его следует направлять
на требующую освещения поверхность, обеспечивая необходимую освещён-
ность и равномерное её распределение на освещаемой площади

Необходимой освещённостью называют минимальную освещённость, вы-
раженную в лк (люксах), при которой обеспечивается нормальное зрительное
восприятие при выполнении той или иной работы.
Эти условия задаются нормами для пассажирских вагонов1, приведёнными
в табл. 73, при этом освещённость в разных точках освещаемой площади долж-
на быть равномерной и на расстоянии 0,75 м давать отношение освещённостей
не менее 0,3.

Таблица 73

Нормы минимальной освещённости, рекомендуемые для освещения пассажирских
вагонов

Наименование помещений и освещаемых поверхностей	Минимальная освещённость в лк	Примечание
I. Пассажирские отделения		
Жёсткий вагон		40	На краю сиденья, на высоте 0,8 м от пола
Мягкий вагон		60	То же
//. Ресторан		
Столовые залы ресторана		50	На высоте 1 м от пола
III. Служебные помещения  Отделения проводников всех ваго-		
нов 		50	То же
Отделения приёмки и сортировки	50	
почты 			» »
Салоны 	 		50	» »
Кабинеты служебных вагонов . . .	60	Местное освещение
Багажные отделения . 			15	Вертикальная—на высоте 1,5 м, го- ризонтальная на полу
IV. Вспомогательные помещения  Коридоры и проходы в жёстких ва-		На уровне 0,8 м
гонах ...			40	
То же в мягких вагонах 		60	То же
То же в прочих вагонах 		8	На полу
Входы в вагон и тамбуры		8*	То же
Котельные	. .	...	15	» »
Кухни вагоча-ресторана		50	На высоте 1 м от пола
Уборные 		20	На полу
V. Наружное освещение		
Ступени при входе в вагон ....	10	Горизонтальная освещённость
Поручни 		5	Вертикальная освещённость

♦ Обычно в тамбурах принимают бдлыиую освещённость.

Для обеспечения гигиены глаза источник света должен находиться
в условиях, исключающих слепящую яркость нити накала.

Освещение, удовлетворяющее перечисленным выше условиям, называют
рациональным освещением. Получить направленное освещение от открыто
установленной лампы накаливания, а также не допустить слепящего действия
её нити, не представляется возможным. Поэтому рациональное освещение пре-
дусматривает применение специальной арматуры (светильников), которая при
помещении внутрь светильника источника света обеспечивает наиболее рацио-
нальное его использование, направляя световой поток в необходимую сторону,
при этом направление светового потока должно исключать раздражение глаза
прямым светом.

1 Нормы разработаны по заданию МПС кафедрой электротехники МЭМИИТ и све-
тотехнической лабораторией ЦНИИ. При их составлении в основу положена освещён-
ность, требуемая при чтении книг (40 — 60 лк}.
Светильники электрического освещения вагонов. Показанный на фиг. 566
потолочный плафон, являющийся светильником прямого света,
получил в своё время широкое распространение для освещения вагонов. Све-

Фиг. 566. Светильник прямого света для железно-
дорожных вагонов

тильник состоит из источни-
ка света /, отражателя 2,
защитного стекла 3 и корпу-
са 4, На фиг. 564 изобра-
жена кривая 3 светораспре-
деления светового потока
светильника прямого света,
из которой видно, что с по-
мощью отражателя светиль-
ник направляет почти весь
световой поток вниз (в ниж-
нюю полусферу) на освещае-
мую поверхность. Светиль-

ники прямого света излучают в нижнюю полусферу не менее 90% свето-
вого потока.

Освещение прямым светом экономично, но создаёт резкие тени, так как
потолок и стенки при этом почти не освещаются. Поэтому помещения,
освещаемые светильниками прямого света, имеют обычно мрачный вид.

Кроме светильников прямого света, в практике освещения железнодорож-
ных вагонов получают всё большее распространение светильники отражён-
ного и рассеянного света. Первые излучают не менее 90%
светового потока в верхнюю полусферу, направляя световой поток на потолок
и стенки, откуда он, уже отражённый, падает на поверхности, подлежащие
освещению. Вторые излучают световой поток как в нижнюю, так и в верхнюю
полусферы, занимая по своим качествам промежуточное положение между
светильниками прямого и отражённого света.

Светильники отражённого и рассеянного света, повышая качество осве-
щения, резко снижают его экономичность. Так, если при освещении пассажир-
ского вагона светильниками прямого света расходуется мощность 600—800 втг
то при освещении светильниками отражённого света для получения той же
освещённости необходимо затратить 2 000—2 500 вт.

Таким образом, применение светильников отражённого и рассеянного
света повышает качество освещения, но снижает его экономичность, вслед-

ствие чего увеличивается мощность источников электроэнергии и их вес.

Разрешения этого противоречия следует ожидать при применении для
вагонного освещения люминесцентных ламп, так как последние дают мягкий
свет при высокой светоотдаче: 30—60 лм/вт вместо 6,3— 10,0 лм/вт у ламп
накаливания железнодорожного типа.

При выборе типа светильника для освещения вагона необходимо учиты-
вать назначение вагона и его отделений, окраску стенок и потолка, возможное
месторасположение и конструкцию светильника. Так, в вагонах пригородного
сообщения, где пассажиры находятся непродолжительное время и пассажир-
ские отделения не разделяются перегородками, допустимо применять светиль-
ники прямого света. В вагонах дальнего следования необходимо создавать
максимальные удобства пассажирам и поэтому по возможности следует при-
менять светильники отражённого и рассеянного света. Вместе с тем вагоны
с потолками и стенками, окрашенными в тёмные цвета, оборудуют светильниками
прямого света, так как тёмная окраска поглощает значительную часть свето-
вого потока. Вагоны со светлой окраской стенок и потолков целесообразно ос-
вещать светильниками отражённого и рассеянного света. Однако в вагонах
с деревянными кузовами устанавливают светильники прямого света даже в тех
случаях, когда окраска благоприятствует установке светильников отражённого
света. Объясняется это планировкой пассажирских отделений, затеняющим
действием больших багажных полок, необходимостью экономии электриче-
ской энергии, так как обычно в составах поездов из таких вагонов мощность
источника электроэнергии невелика.

Светильники для вспомогательных помещений выбираются в зависимости
от назначения последних; так, в уборных предусматриваются светильники
отражённого или рассеянного света; в котельных и тамбурах — светильники
прямого или рассеянного света.

Для освещения ходовых частей применяют светильники прямого света
с защитной сеткой от повреждения стекла.

Классификация светильников, применяемых для освещения пассажир-
ских вагонов, приведена в табл. 74.

Таблица 74

Классификация светильников пассажирских вагонов

Тип светильника	Эскиз светильника и ось размещения лампы			Характерно тика стеклян- ного колпака	Светораспре- деление	Мощность устанавливае- мых ламп в вт	Назначение светильника
Плафон пото- лочный				Прозрачное или матиро- ванное стекло	Прямого света	До 25	Освещение вагонов с дере- вянными кузо- вами
Плафон пото- лочный эллип- тический				Молочнее стекло	Рассеянного света	2x25+1x15	Освещение купе
Плафон круглый малый				Молочное стекло	Рассеянного света	25	Освещение купе, тамбуров, уборных и вспомогатель- ных помещений
Кососвет софитный				—	Направлен- ного света	До 15	Освещение дива нов
Настольный	$			Пластелин	Рассеянного света	До 25	Освещение столика купе
Стенной				Матирован- ное стекло	Направлен- но- рассеяно- ного света	До 50	Освещение проходов
Потолочно- стенной				Матирован- ное стекло	Направлен- но-рассеян- ного света	До 50	Освещение купе и боковых проходов
	1'-2						
							
Фонарь на кронштейне				Матирован- ное стекло	Направлен- но-рассеян- ного света	До 15	Освещение номерного зна- ка
Размещение светильников. При размещении светильников руковод-
ствуются назначением источника света, особенностями помещения и мощ-
ностью ламп, необходимых для получения заданной освещённости.

S7F

Выключатель

ная розетка

111

бра над умывальником
jr переключатель

@ герметическся арматура ф синяя ночная лампа

Я) платан	** с°Фитшлампанад	груяпоВойщитокнаЬгр.

™	ними и Верхними диванами	у герметическая штслсель-

® открытый тюльпан у штепсельная розетка ' ная розетка

Фиг. 567. Схемы размещения светильников в пассажирских вагонах

Освещение вагона бывает:

1)	общим, зажигаемым в вечернее время; к нему относится освещение
пассажирских отделений, коридоров, уборных, тамбуров;

2)	местным, зажигаемым пассажиром по мере надобности; к нему от-
носятся настольные лампы и лампы для освещения при чтении пассажиром
лёжа;

3)	дежурным, зажигаемым в ночное время, когда пассажиры спят;

4)	служебным, зажигаемым проводником по мере надобности; к нему
относится освещение котельных и ступенек вагона, а также освещение для
осмотра ходовых частей вагона, автосцепки и другого оборудования.

При размещении светильников, комбинируя различные виды освещения,
добиваются наилучшего использования светового потока, излучаемого источ-
никами света. Такое устройство вагонного освещения обеспечивает пассажи-
рам максимальные удобства, способствует лучшему выполнению обязанностей
обслуживающим персоналом, позволяет иметь необходимую освещённость при
минимальном расходе мощности.

Пример размещения светильников в вагоне пригородного сообщения по-
казан на фиг. 567,а. Как видно из схемы, источники света разбиты на три группы
и питаются от распределительного щитка: одна группа питает лампы освещения
ходовых частей вагона, две другие — общее и служебное освещение. Местного
и дежурного освещения в вагоне пригородного сообщения не требуется.
Для лучшей освещённости светильники общего освещения размещаются над
проходами между сиденьями. В каждом светильнике устанавливается лампа
мощностью 50 вт.

Подобная схема размещения светильников имеется и в некупейных ваго-
нах дальнего следования с деревянными кузовами (фиг. 567,6). Здесь добав-
ляется лишь линия штепселей для ламп местного освещения и несколько ламп
служебного освещения.

В вагонах дальнего следования с деревянными кузовами, а также в ваго-
нах пригородного сообщения применяются светильники прямого света, укреп-
ляемые на потолке вагона.

В металлических некупейных вагонах продольные проходы освещаются
светильниками направленно-рассеянного света, вделанными в поперечные
перегородки вагона, а поперечные проходы — светильниками, укреплёнными
в боковых стенках над окнами вагона. Общий вид размещения светильников
в некупейном металлическом вагоне изображён на фиг. 567,г.

Размещение светильников в купейном вагоне с деревянным кузовом по-
казано на фиг. 567,в, а в металлическом купейном вагоне на фиг. 567,6.

Выбор мощности электрических ламп и проверка правильности размеще-
ния светильников определяются расчётом. Как известно, расчёт освещения
промышленных установок осуществляют или точечным методом или мето-
дом, учитывающим отражённый поток по коэффициенту использования. Для
расчёта освещения вагонов со светильниками прямого света также применяют
точечный метод, а при светильниках отражённого и рассеянного света, разме-
щаемых обычно в светлых купе,— метод коэффициента использования. Посколь-
ку последний метод для освещения вагонов ещё недостаточно разработан,
при его применении требуется экспериментальная проверка освещённости.

3.	СИЛОВЫЕ ЭЛЕКТРОПРИЁМНИКИ ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ

К силовым электроприёмникам относятся электродвигатели вентилято-
ров, насосов и пылесосов, характеристики которых приведены в табл. 75.

Таблица 75

Характеристики электродвигателей

Наименование	।  Тип	IЧисло оборо- тов в минуту	Мощность в К9Ш	Напряже ние в в	Воабужденне
Двигатель к вентилятору	ПН-28.5	900—1 200	1,4	50	Смешанное
То же . .	.	....	ПН-28,5	3G0— 1 200	1,2	50	»
> > 		ЭБ-5	1 200—1 400	0,6	50	»
Двигатель к насосу или					
пылесосу	....	ПНФ-5	1 400—2 800	0,5	50	Параллельное
Двигатель к насосу . .	ФК-124к	1 400	0,125	50	>

Кроме электродвигателей, перечисленных в табл. 75, в одном из вагонов
состава устанавливается преобразователь для питания радиоузла поезда.

43 Вагоны
Для обеспечения плавного пуска и регулирования числа оборотов двига-
тели оборудуются специальной пуско-регулировочной аппаратурой, конструк-
ции и схемы соединения которой по мере совершенствования вагонов подверг-
лись существенным изменениям. Так, например, в некупейных вагонах первого

выпуска устанавливались пуско-регулировочные реостаты с контакторным
элементом и реле типа РЗР-21А. В последующих выпусках вагонов этого типа

введены новые пусковые (тип РПС-1) и регулировочные (тип РШ-1) реостаты без

реле (фиг. 568). Перемещение ползуна П по контактам К\, К2, . . . , /<7
пускового реостата РПС-1 постепенно выводит секции сопротивлений
. . • , в Депи якоря ТИ, заканчивая пуск постановкой пол-

Фиг. 568. Схема пускового и регули-
ровочного реостатов

зунка на контакт К7. Оставление "в
промежуточном положении ползунка
П перегружает реостат.

Фиг. 569. Схема пускорегулировочного
реостата типа РПС-2423



Изменение числа оборотов' двигателя осуществляют изменением соп-
ротивления R в цепи обмотки возбуждения ШМ с помощью ползунка КП
регулировочного реостата РШ-1.

В вагонах последнего выпуска, где установлены двигатели с широким
пределом регулирования оборотов (300—1 200 об/мин.), применяют пускорегу-
лировочный реостат типа РПС-2423, управляемый одной ручкой (фиг. 569),
что значительно упрощает схему и эксплуатацию прибора. Из приведённой на
фиг. 569 схемы видно, что на первых позициях (Кг—К2) Цепь разорвана—
двигатель выключен, на последующих позициях (Кз—Кв) осуществляются
пуск и регулирование числа оборотов за счёт изменения величины сопротив-
ления R в цепи обмотки якоря, а на последних позициях реостата
(Кз—К?) число оборотов двигателя регулируется за счёт изменения сопротив-
ления Rx в цепи обмотки возбуждения ШМ. Таким образом, любой режим
работы двигателя задаётся поворотом рукоятки реостата на соответствующую-
позицию.

Изменения режимов в схеме осуществляются соответствующим раз-
мещением сегментов реостата: в исходном положении ползунок П нахо-
дится на обесточенном сегменте /; в период пуска питание подаётся с
сегмента 2 как на якорь через пусковой реостат /?, так и на обмотку воз-
буждения через сегмент 3 и регулировочные сопротивления R±. При ре-
гулировании оборотов изменением сопротивления цепь якоря М
остаётся замкнутой через сегмент 4.
4.	ЭЛЕКТРОСНАБЖЕНИЕ ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ

Для питания электроэнергией осветительных и силовых приёмников пас-
сажирских вагонов на железных дорогах СССР, как это было сказано выше,
широкое применение получила осевая система электроснабжения. Устрой-
ство этой системы заключается в следующем (фиг. 570). При движении
поезда ось колёсной пары 1 вращает шкив генератора 2, последний питает
электроэнергией лампы освещения 5, силовую нагрузку 4 и заряжает акку-
муляторную батарею 5.

Фиг. 570. Упрощённая схема вагона-электростанции

Для обеспечения нормальной работы вагона-электростанции, кроме уст-
ройств, показанных на фиг. 570, необходимо дополнительное оборудование.
Необходимость в дополнительном оборудовании обусловлена следующим:

1.	Для нормального горения ламп накаливания необходимо постоянство
напряжения на зажимах источника тока, что при переменной скорости дви-
жения поезда может быть обеспечено лишь включением в схему специальных
автоматов-регуляторов напряжения.

Как известно, напряжение на зажимах обычного генератора посто-
янного тока определяется выражением

U = E — I„J?X,	(756)

где Е — электродвижущая сила (э. д. с.) генератора, индуктируемая в его
обмотке;

1Я — ток в обмотке якоря;

— сопротивление его обмотки.

Так как электродвижущая сила

Е = СпФ,	(757)

где С — постоянная машины;

п — число оборотов якоря;

Ф — магнитный поток машины,

то напряжение на зажимах генератора резко колеблется в зависимости от из-
менения скорости движения поезда, поскольку генератор вращается от вагонной
©си. Из формулы (757) следует, что при изменении числа оборотов п получить по-
стоянство электродвижущей силы, а тем самым и напряжения на зажимах, мож-
но, регулируя магнитный поток ф,что обычно и осуществляют, применяя для
этой цели шунтовые регуляторы и разнообразные автоматы-регуляторы или
используя специальные машины с автоматическим регулированием магнитного
потока.

2.	Для зарядки аккумуляторной батареи напряжение на зажимах гене-
ратора должно быть выше номинального напряжения ламп. Для принятых на
железнодорожной сети СССР двух стандартов напряжения 24 и 50 в напряже-
ние в конце заряда батареи соответственно достигает 33 и 70 в. Однако повы-
шение напряжения на зажимах, как указано выше (см. фиг. 565), приводит к со-
кращению срока службы ламп. Поэтому должна быть предусмотрена возмож-
несть одновременного питания ламп при номинальном напряжении и батареи
при повышенном напряжении во время ее заряда.

Необходимость при заряде батареи обеспечивать постоянную полярность
независимо от направления движения поезда, т. е. при любом направлении
вращения якоря, также требует соответствующего усложнения оборудования.

3.	При остановке поезда, а также при его движении с малыми скоростями,
когда генератор не может питать нагрузку вследствие значительного снижения
напряжения на зажимах или падения его до нуля, должна быть предусмотрена
аппаратура, которая обеспечит своевременное отключение генератора от ак-
кумуляторной батареи, так как в противном случае батарея будет разряжаться
на генератор.

Таким образом, вагон-электростанция имеет сложную схему управления
электрооборудованием, которая должна удовлетворять следующим требованиям:

1)	напряжение на зажимах генератора должно автоматически поддержи-
ваться в заданных пределах независимо от скорости движения поезда, что
позволяет поддерживать постоянным и напряжение в сети освещения;

2)	при значительном снижении скорости движения поезда, ведущем к со-
ответствующему понижению напряжения на зажимах генератора ниже уста-
новленного предела, генератор должен автоматически отключаться от сети;

3)	полярность машины должна сохраняться постоянной независимо от
направления движения вагона-электростанции;

4)	при одновременном питании ламп и батареи при её заряде должна
быть обеспечена необходимая величина напряжения для заряда при сохра-
нении допустимого для эксплуатации ламп напряжения на линии;

5)	по окончании заряда аккумуляторной батареи генератор должен авто-
матически отключаться от сети;

6)	аккумуляторная батарея должна обладать ёмкостью, обеспечивающей
бесперебойное питание осветительной нагрузки поезда при групповой системе
электроснабжения в течение 3—4 часов без зарядки, а в металлических вагонах
при индивидуальном питании и включении силовых приёмников в течение 5—
8 часов;

7)	при превышении допустимого тока в цепи источника питания должна
срабатывать соответствующая защита от перегрузки;

8)	включение генератора на нагрузку должно осуществляться автомати-
чески по достижении поездом скорости, при которой напряжение на зажимах
генератора достигает номинального значения.

Перечисленные требования удовлетворяются применением соответст-
вующих конструкций генераторов и аппаратуры управления, аккумуляторных
батарей необходимой ёмкости и схемой их соединения.

б. ГЕНЕРАТОРЫ ВАГОНОВ-ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

В применяемой на наших железных дорогах осевой системе электроснаб-
жения используются генераторы двух типов:

1)	поперечного поля, в большинстве случаев смешанного возбуждения (ком-
паундные) и

2)	продольного поля, параллельного возбуждения (шунтовые).

Характеристики этих генераторов приведены в табл. 76, при этом помещён-
ные в ней генераторы типа РЕГ-117, РЕГ-117к, РД-2 и РД-2А в настоящее
время не изготовляются, но эксплуатируются в вагонах-электростанциях преж-
них лет постройки; генераторы РД-2Б устанавливаются в некупейных мета-
лических вагонах, остальные генераторы — в купейных металлических
вагонах 1.

1 В данной главе электрооборудование металлических вагонов рассматривается
двух основных разновидностей: 1) некупейных и 2) купейных вагонов. Однотипное
электрооборудование' с нскупе йными вагонами имеют другие металлические вагоны
длиной 23,b м с хребтовой балкой (мягкие, почтовые), а однотипное с купейными—
другие ваюны без хребтовой балки (вагоны-рестораны, часть мягких).
Таблица 76

Характеристики генераторов вагонного освещения осевого типа

Тип генератора и применённое в нём возбуждение	Мощность генератора в кет	Рабочее число оборотов в минуту	Рабочее напряжение в е для		Максималь ный ток в а
			сети освещения	заряда батареи	

РЕГ-117, поперечного поля, параллельного возбуждения  РЕГ-117к, поперечного поля,	5,9	360—1 500	53	70	85
смешанного возбуждения	5,9	360—1 500	53	70	85
РД-2 и РД-2А, поперечного поля, смешанного возбужде- ния			4,9	400—1 800	53	70	70
РД-2Б, поперечного поля, смешанного возбуждения .	5,6	450—1 800	53	70	80
ПВ-104А, продольного по- ля, параллельного возбужде- ния	...	2,0	330-2 340	24	30	67
Газелан, продольного по- ля, параллельного возбужде- НИЯ		4,5	660—2 400	53	65	70

Генераторы поперечного

поля являются специальными

саморегулирующимися генераторами, напряжение на зажимах которых ста

билизируетсй автоматически уже
при достижении скорости поезда
16 — 20 км/час и сохраняется
практически постоянным незави-
симо от дальнейшего повышения
или колебания скорости поезда.
Полярность на зажимах этих ге-
нераторов не зависит от изменения
направления вращения якоря, т. е.
не зависит от направления движе-
ния вагона. Эти генераторы назы-
вают генераторами поперечного
поля, потому что напряжение на
их зажимах зависит от электродви-
жущей силы, создаваемой в обмот-
ках якоря его поперечным полем.

Схема генератора поперечного
поля типа РД-2Б изображена на
фиг. 571. Обмотка якоря этого ге-
нератора петлевая, на две парал-
лельные цепи, обычная для машин
постоянного тока. Обмотка воз-
буждения состоит из трёх кату-
шек: / — шунтовая, II — проти-
вошунтовая, /// — сериесная.
Шунтовая обмотка питается от

аккумуляторной батареи и возбуж- фиг. 571. Схема генератора поперечного поля
дает основной поток машины Фв .

Кроме основного потока Фв, в машине возбуждается поток реакции якоря,
или, иначе, поперечный поток Фп и продольный размагничивающий поток Фр,
создаваемые токами обмотки якоря. Взаимодействие этих потоков, как это
указывается ниже, и позволяет получить стабильное напряжение и постоян-
ную полярность на зажимах машины, не зависящие от скорости и направле-
ния вращения якоря.
Особенностью машин поперечного поля является значительная величина
потока реакции якоря Фп, получаемого искусственно созданным большим на-
магничивающим током в обмотке якоря.

Намагничивающий ток получают закорачиванием щёток, устанавливаемых
на нейтрали НН, соединяя их накоротко перемычкой П. В результате этого
при вращении якоря, например, по часовой стрелке основной поток Фв
наводит в обмотке якоря электродвижущую силу Ев, возрастающую с ростом
скорости движения поезда. Так как перемычка замыкает щётки накоротко,
то по обмотке якоря и перемычке п потечёт ток 1К . Этот ток создаёт своё поле
фп , силовые линии которого охватывают обмотку якоря в направлении, указан-
ном пунктиром нафиг. 571. Направление силовых линий определяется по
правилу буравчика в зависимости от направления тока в обмотке якоря, кото-
рое в свою очередь зависит от направления электродвижущей силы Ев , по-
казанного на фиг. 571 (в верхней части проводников обмотки) точками — на
наблюдателя и крестиками — от наблюдателя для принятого направления
вращения якоря. Направление э. д. с. определено по известному правилу
правой руки для вращения якоря по часовой стрелке.

Фиг. 572. Кривые тока в рабочих и короткозамкнутых щётках генератора РД-2
в зависимости от числа оборотов

Поток Фп является суммарным значением потоков, созданных всеми про-
водниками обмотки якоря. При вращении обмотки этот поток также пересе-
кается её проводниками, поэтому в них наводится вторая электродвижущая
силаЕп , направление которой показано в нижней части проводников (см.
фиг. 571). Этой э. д. с. и обязан своим появлением рабочий ток машины.

Как видно из фиг. 571, нейтраль для второй э. д. с. проходит по линии
ММ, на которой и устанавливаются две другие щётки, предназначенные для
снятия рабочего тока 1Р. Протекая по обмоткам якоря, этот ток создаёт свое
магнитное поле, направление которого, определённое тем же правилом бурав-
чика, действует снизу вверх, т. е. против основного поля. Новое поле назы-
вают поэтому размагничивающим и обозначают Фр.

Таким образом, в обмотках машины протекает результирующий ток
Iс, величина которого определяется следующим выражением:

1С = / гк+ Гр .	(758)

Поэтому и потоки, действующие в машине, и наводимые ими э. д. с.
являются результирующими.

Увеличение скорости движения поезда ведёт к возрастанию тока 1К
в обмотке якоря, так как при постоянной величине потока Ф9 электро-
движущая сила Ев =^СпФл увеличивается с ростом числа оборотов п.
На фиг. 572 показаны кривые этого роста для машины РД-2. Как
следует из графика, при достижении примерно 400 об/мин. ток 1К дости-
гает максимума, при этом напряжение на зажимах машины становится
равным 53 в. В этот момент обычно включается нагрузка и появляется
рабочий ток f , с ростом которого по мере дальнейшего повышения
«скорости движения поезда ток 1К падает.

Объясняется это действием размагничивающего потока Фр. Действи-
тельно, при росте числа оборотов п и возрастании тока 1К растёт и Еп,
а следовательно, и 1а. Но с ростом рабочего тока растёт и размагничи-
уменыпается поток Фв и э. д. с. Ел и, как
[ уменьшаются Фп и Еп, а следовательно,

вающий поток Фр, а значит
следствие, ток 1К. Тем самы
и напряжение на зажимах
генератора. Можно подоб-
рать такие параметры маши-
ны, чтобы эти изменения
потоков, токов и э. д. с.
поддерживали постоянство
напряжения на рабочих щёт-
ках машины, что обычно и
осуществляется в машинах
поперечного поля.

Таким образом, при до-
стижении определённого чис-
ла оборотов (400 об/мин.) в
машинах РД-2 удаётся полу-
чить не зависящую от скоро-
сти движения поезда величи-
ну напряжения на зажимах
генератора.

Генератор поперечного
поля обеспечивает постоян-
ство полярности на зажимах
при любом направлении вра-
щения якоря, так как при
изменении направления дви-

।

Фиг. 573. Поперечный разрез машины типа РД-2

жения изменяется направление поперечного потока Фп. Из теории машин
постоянного тока известно, что если при изменении направления вращения
одновременно изменяется и направление потока, то полярность на зажимах
машины не изменяется. Этот вывод подтверждается, если на вышеприве-
дённой схеме (см. фиг. 571) рассматривать процесс вращения якоря против
часовой стрелки.

Генератор поперечного поля (фиг. 573) имеет небольшого сечения магнито-
провод и развитые полюсные наконечники /, создающие магнитопровод
для поперечного потока фп .

Сварная конструкция корпуса, имевшаяся в генераторах прежних
выпусков, в генераторе РД-2Б заменена литой. В сварной конструкции полюс
машины 2 приварен к корпусу 3 и удерживает полюсный наконечник четырьмя
болтами 4. Катушки возбуждения насажены на полюса и через прокладки 5
прижимаются к корпусу полюсными наконечниками. Сериесная катушка 6
мотается из шинной меди, шунтовая 7 и противошунтовая 8—из круглой изоли-
рованной проволоки. Концы катушек через втулки 9 выводятся из корпуса
генератора.

Противошунтовая обмотка 8 состоит из катушки, число витков которой
составляет около 30% от числа витков шунтовой катушки. Эта катушка мо-
тается внутри шунтовой. Противошунтовая катушка предназначается для
компенсации остаточного магнетизма, что необходимо для понижения рабочего
тока в конце заряда аккумуляторной батареи до определённого минимума
(10—12 а).
Сериесная обмотка служит для компенсации части потока Фр в зависимости
от нагрузки машины, для чего она включена последовательно с цепью рабочего
тока якоря и установлена на полюсах так, что создаваемый ею поток совпадает
с направлением потока шунтовой катушки возбуждения.

В средней части полюсных наконечников имеется вырез, предназначен-
ный для уменьшения потока на участке аа в момент прохождения под этим участ-
ком секции, концы которой соединены с коллекторными пластинками, находя-
щимися в данный момент в периоде коммутации. В результате этого э. д. с.
вращения, индуктирующаяся в такой секции, минимальна, и, как следствие,
ток коммутации мал и поэтому искрение под щётками незначительно.

Якорь генератора набирается из тонких листов специальной стали 10, изо-
лированных друг от друга лаковой плёнкой и насаженных на вал 11. В листах
выштампованы пазы 12 для укладки обмотки и вентиляционные каналы 13.
Листы якоря укрепляются на валу шпонкой 14.

Фиг. 574. Подвеска генератора на раме вагона

Обмотка якоря мотается из шинной меди и укладывается в пазах в два
слоя. Коллектор генератора обычного типа укреплён на коробке, насаженной
на вал якоря.

Конструкция генератора предусматривает подвеску её под кузовом вагона
на специальных ушках 15, присоединённых к верхней стенке остова генератора.
Подвеска осуществляется с помощью валика 16, вставляемого в имеющиеся
на ушках втулки 17. Для предупреждения падения генератора на путь при
поломке деталей подвески предусматриваются предохранительные приспособ-
ления, состоящие из двух скоб, охватывающих генератор.

Якорь генератора крепится в переднем и заднем подшипниковых щитах,
в свою очередь прикреплённых к остову болтами. Для защиты коллектора и
предупреждения загрязнения генератора на передний подшипниковый щит на-
девается кожух.

На конце вала размещается шкив, закрепляемый на конусной шейке на-
тяжной гайкой. Шкив служит для соединения вала генератора с помощью ремня
со шкивом вагонной оси. Для предупреждения соскакивания ремня шкивы
имеют буртики.

Корпус генератора имеет державки 18 (фиг. 573) для крепления натяж-
ного приспособления, предназначенного для натяжения ремня 1 (фиг. 574)
посредством натяжной пружины 2, винта с гайкой и кронштейна 3.

Генераторы продольного поля представляют собой обычные ге-
нераторы параллельного возбуждения постоянного тока, оборудованные подвес-
ным и натяжным устройством для подвески их под кузовом вагона. На фиг. 575
приведён общий вид генератора. Корпус генератора 1 литой с укреплёнными в
нём четырьмя полюсами 2. Подшипниковые щиты 3 крепятся сквозными болта-
ми 4, прижимающими их к корпусу. Щёткодержатель 5 укреплён на кольце 6,
сидящем на специальном подшипнике 7, позволяющем ему поворачиваться во-
круг вала генератора на 90°. Этот поворот необходим для того, чтобы при изме-
нении направления вращения щётки самоустанавливались на коллекторе в со-
ответствии с полярностью соединённой с ними батареи. Для этого в корпусе
предусмотрены упоры S, которые удерживают щёткодержатель в крайнем
положении.

Таким образом, в осевой системе с генератором продольного поля стаби-
лизация напряжения обеспечивается специальными регуляторами напряже-
ния, расположенными на щите управления; полярность же сохраняется по-
стоянной хамопереводом щёток, осуществляемым под действием силы трения,
щёток о коллектор.

6.	ВАГОННЫЕ АККУМУЛЯТОРНЫЕ БАТАРЕИ

Для электроснабжения пассажирских вагонов в сочетании с осевыми
генераторами применяются свинцовые аккумуляторы, характеристики которых
приведены в табл. 77.

Таблица 77

Характеристики аккумуляторных батарей, применяемых для электроснабжения
пассажирских вагонов

Тип  батареи	Емкость в а-час при 10-ча- совом разряде	Напряже- ние бата- реи в в	Число элементов	Макси- мальный зарядный ток в а	Макси- мальное напряже- ние при заряде в в	Минималь- но допус- тимое раз- рядное на- пряжение в в	Число пластин		Вес элемента скислотой в кг
							положи- тельных	отрица- тельных	
Ж-ЗЗ-Х* ВП-400, ВПМ-400,	360	52	26	00	70	—	10	11	77
ВПМЦ-400	400	52	26	60	70	45	12	13	48,8
8КВЛ-250	250	52	26	60	70	45	4	5	—
У1-ВП-50	220	24	12	54	33	21	6	7	—
26-X-ГО-50	370	52	26	£0	70	45	10	11	—

• Аккумуляторные батареи типа Ж-ЗЗ-Х в настоящее время промышленность не выпускает.
ящики z, внутри которых располагается

Выпускаемые промышленностью аккумуляторы батарей типа ВПМ-400
и ВПМЦ-400 (фиг. 576) состоят из эбонитовых сосудов /, установленных в ле-
стное число положитель-
ных 3 и нечётное число
отрицательных 4 пла-
стин, отделённых друг
от друга сепараторами
5 (деревянными, стек-
лянными или пластмас-
совыми прокладками).
Одноимё н н ые пл астины
внутри сосуда соеди-
няются металлическими
шинами 6, отливаемыми
с пластинами заодно
или приваренными к
ним. Дно эбонитового
сосуда имеет рёбра 7,
обеспечивающие зазоры
между дном и пласти-
нами; зазоры необходи-
мы для предупрежде-
ния замыкания пластин
при выпадении осадков
и активной массы. Сосуд

аккумулятора закрывается крышкой 8, уплотняемой асбестовым шнуром 9
и мастикой.

Шины 6 аккумулятора заканчиваются стержнями 10, которые выводятся
наружу и соединяются перемычками 11с выводными зажимами 12, укреплён-
ными шурупами к деревянной стенке ящика.

Элементы ВП-400, ВПМ-400, ВПМЦ-400 и X-ГО-50 устанавливаются
по одному в ящике, а элементы У1-ВП-50 и8КВЛ-250—по два. Набранные из
необходимого количества элементов такие ящики комплектуются в батарею.

Фиг. 577. Форма пластин аккумуляторов

В аккумуляторах типа Ж-ЗЗ-Х, У1-ВП-50 и Х-ГО-50 применены положи-
тельные пластины поверхностного типа. На фиг. 577 показана форма акку-
муляторных пластин. Эти пластины (фиг. 577, а) отливаются из свинца в виде
рамки с мелкой чешуйчатой решёткой, что значительно увеличивает ёмкость
аккумулятора, так как последняя зависит от размеров активной поверхности
пластин.

Положительные пластины аккумуляторов ВП-400 панцирного типа на-
бираются из эбонитовых трубок (фиг. 577, б), наполненных активной массой
{суриком РЬ3О4). В центре трубки пропускают свинцовую проволоку, предна-
.значенную для увеличения прочности трубки и создания надёжного контакта
с рамкой пластины, к стойкам которой проволока приваривается. Панцырные
пластины легче поверхностных, однако срок их службы в два-два с полови-
ной раза короче срока службы поверхностных пластин.

Отрицательные пластины в аккумуляторах всех марок однотипны, отли-
ваются из сурмянистого свинца в виде рамки с решёткой, в ячейки которой на-
мазывается активная масса. Присадка сурьмы увеличивает механическую
прочность решётки и предохраняет её от разъедания. Для предупреждения
от выпадения активной массы свинцовая решётка отрицательных пластин за-
крывается с обеих сторон тонким свинцовым листом с отверстиями.

Аккумуляторная батарея характеризуется ёмкостью и напряжением.

Ёмкость аккумулятора определяется количеством электричества, полу-
чаемым от аккумулятора при разряде, и может быть определена с некоторым
приближением по формуле

Q = Н,	(759)

где Q — ёмкость аккумулятора в а-час,

I — средняя сила тока разряда в а\

t—продолжительность разряда в часах.

При более точном подсчёте необходимо учитывать зависимость ёмкости

от силы разрядного тока и температуры электролита.

Напряжение аккумулятора как при заряде, так и при разряде существенно
изменяется. При заряде напряжение возрастает сначала медленно до 2,3 в,

а затем быстро, достигая к концу заряда 2,75 в, как видно из кривой (фиг. 578).
При разряде напряжение в течение не-

скольких минут быстро снижается до 1,95 в,
а затем медленно падает к концу разряда
до 1,8 в, после чего разряд следует пре-
кращать. При комплектовании батарей
считают напряжение каждого элемента
свинцового аккумулятора равным 2 в, по-
этому, например, 52-вольтовая батарея
составляется из 26 элементов.

В последнее время проводятся работы
по замене свинцовых аккумуляторов ще-
лочными железо-никелевыми. Такая замена
позволяет освободить транспорт от приме-
нения дефицитного свинца и облегчить

Фиг. 578. Кривая напряжения свин-
цового аккумулятора при заряде и
раз [ яде

эксплуатацию аккумуляторных батарей,
так как щелочные железо-никелевые аккумуляторы не требуют постоян-

ного контроля, допускают полный разряд, в то время как свинцовые акку
муляторы при этих условиях быстро выходят из строя.

7.	РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА ВАГОНА-ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ

В соответствии с требованиями, предъявляемыми к вагонному электро-
оборудованию, распределительное устройство вагона-электростанции должно
обеспечивать автоматическое управление следующими процессами:

1)	включение нагрузки на генератор при напряжении не менее 52 в (при
50-е лампах) и 24 в (при 24-е лампах);

2)	отключение генератора при снижении напряжения вследствие пони-
жения скорости и остановок;

3)	включение на заряд аккумуляторной батареи;

4)	ограничение зарядного тока при окончании заряда батареи;

5)	ограничение напряжения при питании ламп от генератора и прямое
присоединение ламп при питании их от батареи;

fc 6) поддержание постоянства напряжения на зажимах генератора неза-
висимо от скорости поезда (для генераторов продольного поля).

Кроме того, должна быть предусмотрена возможность неавтоматического
включения и выключения осветительной и силовой нагрузки.
Для целей управления предназначен комплект аппаратов контроля и
регулирования и измерительных приборов, смонтированных на изоляционной
панели (распределительном щите), устанавливаемой в отделении проводников

вагона.

Пассажирские вагоны оборудованы распределительными щитами несколь-
ких типов, а именно ДЩР-2, ДЩР-6, ДЩР-7А, установленные в вагонах до-
военной постройки, ДЩР-8 — в некупейных металлических вагонах, и рас-
пределительными щитами на напряжения 24 и 50 в для купейных металлических

вагонов.

Все эти щиты можно разделить на две группы: 1) для электростанций с ге-
нераторами поперечного поля, 2) для электростанций с генераторами продоль-
ного поля.

Из числа аппаратов, смонтированных на этих щитах, важнейшими яв-
ляются: 1) вибрационный регулятор типа СРН-2Б-4, 2) реле обратного тока
типа Р-15В-1, 3) регулятор напря-

жения к машинам продольного поля
типа Газелан, 4) ограничитель тока
генератора продольного поля.

Вибрационный регуля-
тор типа СРН-2Б-4 (фиг. 579)
включается в цепь обмотки возбуж-
дения генератора поперечного поля
и предназначается для регулирова-
ния тока возбуждения в зависимости
un от колебания напряжения на зажи-
RJ мах генератора и величины зарядно-
J го тока батареи.

Регулятор состоит из сердечни-
f ка 1 с катушкой 2 и ярма 3, заканчи-
вающегося цилиндрическим полым
полюсом 4. Внутрь этого полюса
входит подвижная катушка 5, укреп-
лённая на лёгкой алюминиевой рам-
ке 6, качающейся на призматическом
шарнире 7. Второй конец рамки
жёстко связан с подвижным угольным

Фиг. 579. Сбший вид регулятора напряжс- контактом 9, который при качании
ния типа СРН-2Б-4	рамки касается попеременно непо-

движных угольных контактов 8 и 10.

Катушки 2 и 5 присоединены к зажимам якоря генератора через сопротив-
ление /?3 (фиг. 580), которое предназначено для уменьшения влияния нагрева
катушек на работу регулятора. Пока катушки не возбуждаются, пружина 13
прижимает подвижной контакт к правому неподвижному. При включении тока
подвижная катушка 5, взаимодействуя с полем полюса 4, стремится сместиться
вправо и переместить за собой подвижной контакт 9. Усилие пружины подби-
рается таким, чтобы при напряжении 50 в сила взаимодействия катушки 5 с по-
люсом 4 преодолевала силу упругости пружины и отрывала правый подвижной
контакт от левого неподвижного, удерживая его в нейтральном положении. При
дальнейшем, даже небольшом, повышении напряжения подвижной контакт
перемещается до соприкосновения с левым неподвижным контактом 8.

Из схемы вибрационного регулятора СРН-2Б-4 (см. фиг. 580) видно, что
переключение угольных контактов изменяет сопротивление цепи возбуждения,
следовательно, изменяется ток возбуждения и, как следствие, — напряжение
на зажимах генератора. Промежуточное положение контакта 9 соответствует
номинальному напряжению на зажимах генератора, при котором в цепь воз-
буждения включены сопротивления и 7?0; правое положение — понижению
напряжения, при котором закорачивается сопротивление и тем самым уве-
личивается ток возбуждения, повышающий напряжение на зажимах; левое
положение — повышению напряжения, при котором закорачивается обмотка
возбуждения, полюсы размагничиваются и напряжение понижается. Таким
образом, вибрация подвижного контакта с различной степенью длительности
включения контактов изменяет действующее возбуждение в соответствии с из-
менением режима работы генератора. Кроме катушек 2 и 5, на сердечник 1
регулятора надета сериесная катушка 12, включённая в цепь питания батареи
при заряде. При этом она включена так, чтобы её действие обеспечивало по-
нижение напряжения на зажимах генератора при росте зарядного тока и,
наоборот, повышало напряжение при уменьшении зарядного тока. Благодаря
малой массе подвижной системы частота вибраций её велика, что обеспечивает
высокую точность регулирования: до 1 в при номинальном напряжении 50 в.
Устойчивость работы регулятора зависит от качества углей, вызывая резкие
колебания напряжения при повышении зольности, непроводящие зёрна ко-
торой нарушают нормальную вибрацию.

Фиг. 581. Схема включения реле
обратного тока типа Р-15В-1:
/—сердечник; 2—катушке напряжения;
3—катушка токовая; 4—якорь; J -бата-
рея; 5—генератор; 7—силовая нагрузка;
а—осветительная нагрузка

Фиг. 580. Схема вибрационного j
регулятора СРН-2Б-4

Реле обратного тока типа Р-15В-1 (фиг. 581) служит для
автоматического включения аккумуляторной батареи на заряд при достижении
генератором нормального напряжения и отключения при понижении напря-
жения или когда начинается разряд батареи на генератор, т. е. когда в цепи
якоря генератора появляется ток обратного направления.

Реле обратного тока имеет сердечник 1 и две катушки: 2 —напряжения
и 3 — токовую. Это реле является автоматом, размыкающим силовую цепь
непосредственно своими контактами.

Когда напряжение генератора достигает величины, близкой к номиналь-
ной, под действием магнитного потока, создаваемого катушкой напряжения,
якорь 4 притягивается и замыкает контакты а—г, подключающие батарею на
заряд. При заряде токовая катушка 3 действует согласно с катушкой напря-
жения, увеличивая тем самым удерживающее усилие сердечника реле. При
появлении обратного, разрядного тока, например когда генератор останав-
ливается, токовая катушка действует встречно, ослабляя магнитный поток и
вызывая отпадание якоря. Отпадание происходит уже при незначительной
величине обратного тока, обычно не превышающей За, что позволяет обхо-
диться без искрогасительных приспособлений и тем самым упрощает конструк-
цию прибора.

Быстрота срабатывания реле от воздействия обратного тока обеспечивается
следующим мероприятием. При включении силовых контактов а—г (фиг. 581),
одновременно включаются контакты г — б, шунтирующие вторую секцию ка-
тушки 2. В результате уменьшается число активных витков катушки и пони-
жается поэтому удерживающее усилие сердечника реле. Витки второй секции
подбираются такой величины, чтобы действующих витков первой секции было
достаточно только для удержания якоря реле в замкнутом состоянии, поэтому
встречное действие токовой катушки уже при незначительном обратном
токе оказывается достаточным для отпадания якоря реле.

Регулятор напряжения типа Газелан автоматически вклю-
чает и выключает генератор, стабилизирует напряжение на зажимах генера-

Фиг. 582. Регулятор к генератору продольного поля

тора продольного поля, поддерживает постоянство напряжения в сети освеще-
ния и обеспечивает заданный режим работы (заряд, разряд) аккумуляторной
батареи.

Регулятор к генератору продольного поля (фиг. 582) состоит из трёх автома-
тов: I — автомата включения и выключения генератора, //—стабилизатора
напряжения генератора и III — стабилизатора напряжения в сети освещения.

Автомат включения и выключения предназначается для переключения
сети освещения на питание от генератора или от аккумуляторной батареи с обес-
печением подзаряда последней при работе генератора. Автомат состоит из
сердечника 1 с надетыми на него катушками тока 2 и напряжения 3, неподвиж-
ных контактов 4 и 5 главного тока и подвижного 6, укреплённого на оси
якоря 7. Якорь при повороте движком 8 переключает вспомогательный кон-
такт 9 на один рз контактов 10 или 11, тем самым включая или выключая в цепь

катушки 3 дсОавочное сопротивление

Стабилизатор напряжения генератора предназначается для автоматиче-
ского изменения сопротивления в цепи возбуждения генератора в зависимости
от колебания напряжения на его зажимах в ту или иную сторону от заданной

режимом его работы величины. Стабилизатор состоит
из подковообразного сердечника 12, на котором
укреплены две катушки: токовая 13 и напряжения 14.
Между полюсами сердечника укреплён якорь /5,
удерживаемый в нормальном положении пружиной 16,
при котором шайбы угольного столбика 17 сжимаются
максимально и его сопротивление равно 1,8 ом.
Поворот якоря 15 изменяет степень сжатия шайб,
что используется для изменения сопротивления стол-
бика, включённого в цепь возбуждения генератора.

Стабилизатор сети освещения предназначается
для поддержания напряжения в сети освещения на
неизменном уровне в пределах 53 — 54 в. Стабилиза-
тор состоит из подковообразного сердечника 18 с
катушкой напряжения 19, поворотного якоря 20,

Фиг. 583. Ограничитель
тока генератора

трёх угольных столбиков 21, соединённых параллельно, и пружины 22..
Последняя, как и в стабилизаторе //, сжимает шайбы столбиков и соз-

даёт минимальное их сопротивление; при повороте якоря 20 сжатие умень-
шится и сопротивление возрастёт. Угольные столбики включены в цепь,
освещения последовательно, поэтому стабилизатор /// включается так,.

чтобы его якорь поворачивался тем больше, чем большее напряжение подаёт-
генератор, а, следовательно тем большими являются величина гасящего со-
противления угольных столбиков 21 и падение напряжения на них.

Ограничитель тока генератора (фиг. 583) состоит из электро-
магнита 1, якоря 2, пружины 3, угольного столбика 4 и проволочного сопро-
тивления 5, включённого параллельно сопротивлению угольного столбика.
Назначением прибора является понижение силы тока генератора при
его перегрузке за счёт увеличения сопротивления угольного столбика,,
включаемого в цепь возбуждения генератора. При возрастании тока в катушке1
электромагнита последний притягивает якорь, вследствие чего нажим якоря;
на угольный столбик ослабевает и сопротивление последнего растёт; в резуль-
тате этого снижаются ток возбуждения, напряжение на зажимах генератора!
и отбираемый от него ток. Ограничитель тока предупреждает скольжение ремня!

генератора от перегрузки.

Схема распределительного щита типа ДЩР-8А,
предусматривающего питание как осветительной, так и силовой нагрузки
вагона, в сочетании с потребителями и источниками питания показана на.
фиг. 584.

Распределительный щит ДЩР-8А обслуживает осевую систему с генера-
тором поперечного поля, обмотки возбуждения которого (С — сериесная, Шг—
шунтовая и Шг — противошунтовая) показаны на схеме фиг. 584.

Режим цепи шунтовой катушки возбуждения генератора задаётся регу-
лятором напряжения РН с помощью соответственного включения сопротивле-
ний и 7?0; режим цепи противошунтовой катушки подбирается при регули-
ровке схемы сопротивлением Т?8.

Включение осветительной нагрузки осуществляется рубильником Р. Ру-
бильник имеет два положения — верхнее и нижнее. В нижнем положении осве-
тительная нагрузка выключена, при этом нож рубильника Р' замыкает кон-
такты д—е, с помощью которых шунтовые катушки регулятора РНШ и РНШ
включаются на зажимы генератора через сопротивление R3 и 7?6. Предвари-
тельной регулировкой сопротивления /?6 устанавливают режим заряда акку-
муляторной батареи при номинальном напряжении генератора не выше 68 в>
поддерживаемом в дальнейшем автоматически регулятором. При этом режиме
сериесная катушка РНС регулятора включается последовательно в цепь пи-
тания аккумуляторной батареи.

В верхнем положении рубильника Р включается осветительная нагрузка,
при этом одновременно шунтируется сериесная катушка регулятора РНС
вторым ножом рубильника Р", а первый нож Р' размыкает контакты д—е
и замыкает контакты е—ж. Последние переключения присоединяют шунтовые
катушки регулятора РН в цепь ламп накаливания, тем самым изменяя режим
его работы. При этом режиме напряжение на зажимах генератора понижают
до 58 в, при котором и заряжают батарею, питая одновременно осветительную
и силовую нагрузку вагонов через гасящее сопротивление /?5, отрегулирован-
ное таким образом, чтобы напряжение на зажимах ламп не превышало 53—54 в.

Фиг. 584. Схема распределительного щита ДЩР-8А

Для автоматического включения и выключения генератора используется
реле обратного тока РО, шунтовая катушка которого Ро включена на зажимы
генератора через сопротивление Т?7.

; '< ' Сериесная катушка РО включается последовательно в цепь нагрузки
генератора.

Режим цепи шунтовой катушки реле обратного тока задаётся таким, чтобы
включение нагрузки на генератор осуществлялось автоматически лишь при
достижении на его зажимах напряжения 53—54 в.

Сериесная катушка при включении нагрузки работает согласно с шун-
товой, что создаёт дополнительное усилие, воздействующее на якорь реле. При
снижении скорости поезда, а также при окончании заряда батареи возникает
обратный ток, изменяющий режим сериесной катушки на противоположный
режиму шунтовой катушки. При этом магнитное поле, удерживающее якорь
реле, ослабевает, и он под действием пружины переключает контакты а—г
на а — в.

Силовые приёмники (двигатели МВ — вентилятора и МН — насоса) вклю-
чаются в цепь батареи пакетными выключателями ПК1 и ПК2, а пуск их и
регулирование числа оборотов осуществляются соответственно пусковыми
реостатами R9 и /?10 и шунтовыми регуляторами /?г1 и /?12.

Для измерения напряжения в цепях генератора, аккумуляторной батареи
и на зажимах ламп предусматривается вольтметр с переключателем и соответ-
ствующими контактами М, А и С. Ток в цепи аккумуляторной батареи из-
меряется амперметром с двусторонней шкалой, присоединённым кшунту///Б.
Аппаратура щита типа ДЩР-8А работает на двух режимах: дневном, когда
осветительная нагрузка выключена и питаются силовые приёмники и батарея,
и вечернем, при котором дополнительно включается осветительная нагрузка
вагона \

Рассмотрим дневной режим работы электростанции. Включение
силовой нагрузки, как и в ночном режиме, осуществляется вручную выключа-
телями ПКг и /7К2, пРи этом двигатели МВ и МН питаются или от аккумуля-
торной батареи через контакты а—в реле обратного тока РО или при работе
генератора на заряд через гасящее сопротивление /?5. Подключение батареи
на заряд, а по его окончании отключение генератора осуществляются автома-
тически реле обратного тока РО в следующем порядке.

При стоянке поезда, а также при движении на малых скоростях, когда
напряжение на зажимах генератора отсутствует или не достигает необходимой
величины, якорь РО под действием пружины замыкает контакты а—в, обеспе-
чивая автоматическое подключение электроприёмников к зажимам акку-
муляторной батареи. По мере ускорения движения поезда напряжение
на зажимах генератора достигает заданной величины (для заряда
батареи не менее 53—54 в) и возрастающий в катушке Ро ток создаёт
достаточный поток для переключения контактов РО сначала на а—б, а затем
на а—г. При этом зарядный ток от генератора потечёт на батарею, проходя
через последовательно включённую катушку РО реле обратного тока. Ка-
тушка РО при заряде создаёт поток, усиливающий действие шунтовой катуш-
ки Ро.

В первый период зарядный ток достигает значительной величины и дол-
жен быть ограничен, что обеспечивается работой сериесной катушки РНС
регулятора напряжения. Эта катушка установлена таким образом, чтобы соз-
даваемый ею поток действовал в соответствии с потоком, создаваемым шун-
товой катушкой РНШ. Усиление суммарного потока приводит к усилению воз-
действия его на вибрационную систему, повышающую длительность замыкания
её левого контакта Л (РН), что в свою очередь приводит к понижению тока воз-
буждения и, как следствие, к понижению напряжения на зажимах генератора
и зарядного тока. В дальнейшем рост напряжения батареи приводит к сни-
жению зарядного тока, что уменьшает действие катушки РНС и тем самым по-
вышает напряжение на зажимах генератора.

По окончании заряда напряжение на зажимах генератора достигает
такой величины, что появляется обратный ток от батареи к генератору, вслед-
ствие чего изменяется направление тока и в сериесной катушке реле обрат-
ного тока. В этом случае суммарный поток понижается и пружина реле об-
ратного тока возвращает якорь в исходное положение, т. е. замыкает кон-
такт а на контакт в.

При ночном режиме генератор питает и батарею и осветитель-
ную и силовую нагрузки. Поэтому регулятор напряжения поддерживает
на зажимах генератора напряжение меньшее, чем при дневном режиме (не
более 58 в). Напряжение в линии освещения и силовой нагрузки за счёт
падения напряжения в гасящем сопротивлении Т?5 в этом случае уменьшается
до 53—54 в.

При групповом питании электроприёмников, имеющем место
в составах, сформированных из вагонов с деревянными кузовами, силовая
нагрузка отсутствует, а питание осветительной нагрузки всех вагонов
осуществляется с распределительного щита электростанции ДЩР одного
из перечисленных выше типов, устройство которых подобно устройству щита
ДЩР-8А.

Электрическая схема распределительного уст-
ройства купейного вагона с генератором продольного поля
на напряжение 50 в показана на фиг. 585. Главными элементами схемы явля-

1 Положение контактов на схеме (см. фиг. 574) соответствует дневному режиму
при выключенной осветительной и силовой нагрузке.

44 Вагоны
Фиг. 585. Электрическая~схема купейного вагона с генератором
продольного поля на напряжение 50 в
ются регулятор /, ограничитель тока генератора 2, нумератор звонковой
сигнализации 5, групповой щит 4, распределительный щит силовой нагрузки 5»
аккумуляторная батарея 6, генератор 7, двигатели 8 и 9 и нагрузка осве-
щения 10.

Отдельные группы этой нагрузки обозначены римскими цифрами,
которые также соответствуют обозначениям на фиг. 567 и 586.

Фиг. 586. Развёрнутая электрическая схема купейного вагона
с генератором продольного поля

Как и в вагонах со щитами типа ДЩР, аппаратура распределительного
устройства купейного вагона обеспечивает автоматическое управление на
стоянках и на ходу поезда при дневном и ночном режимах работ.

Из приведённой на фиг. 586 развёрнутой схемы распределительного vct-
ройства1 следует, что в цепь якоря генератора включена постоянно катушка
ограничителя тока ОТ, параллельно этой цепи также постоянно включена
обмотка возбуждения генератора ОВ с последовательно соединёнными с ней
угольными столбиками ограничителя тока ОТ и стабилизатора С' напряжения
генератора, шунтовая катушка СШ' которого с последовательно соединён-
ным сопротивлением /?3 составляет третью параллельную цепь.

В четвёртой параллельной цепи тоже постоянно включается шунтовая ка-
тушка автомата включения-выключения Аш с последовательно включёнными со-
противлениями и /?2, при этом последнее шунтируется контактом Аб бло-
кировки автомата в зависимости от положения его главных контактов Аг. Это

1 В развёрнутой схеме однозначными заглавными буквами обозначены элементы
одного аппарата: у автомата включения-выключения А шунтовая катушка обозначена
сериесная—Ае, двойной контакт—у стабилизатора напряжения генератора С'
его сериесная катушка С', шунтовая—Сш сопротивление угольного столбика—С'; у ста-
билизатора напряжения сети освещения С" шунтовая катушка—Сш, угольные стол-
бики С".
положение на схеме соответствует режиму питания нагрузки от аккумулятор-
ной батареи БТ при отключённом генераторе, при котором главные кон*
такты Аг автомата шунтируют угольный столбик стабилизатора С. Осталь-
ные элементы схемы ввиду простоты их включения особых пояснений не
требуют.

При повышении скорости движения поезда, когда напряжение на зажи-
мах генератора достигает 53—54 в, главные контакты автомата переключаются
автоматически на питание нагрузки от генератора действием катушки Аш.
Протекающий по сериесной катушке автомата Ас ток генератора после
этого переключения усиливает влияние магнитной системы и прочно удер-
живает контакт в новом положении, хотя механическая блокировка Аб одно-
временно с главными контактами вводит в цепь шунтовой катушки добавочное
сопротивление /?2 и тем самым уменьшает усилие, создаваемое потоком
шунтовой катушки.

Регулирование напряжения на зажимах генератора обеспечивается ста-
билизатором С', его шунтовой и сериесной катушками, воздействующими
на якорь, который в свою очередь, изменяя давление сжатия угольного стол-
бика С', изменяет сопротивление в цепи возбуждения. Так как при заряде
батареи и одновременном питании остальной нагрузки вагона возникает
необходимость питания последней при напряжении, меньшем, чем требуется
для заряда батареи, в цепь нагрузки включается угольное сопротивление
стабилизатора С". Это сопротивление изменением сжатия угольного стол-
бика регулируется в зависимости от изменения напряжения на лампах
включённой параллельно с ними катушкой С~ш.

При уменьшении скорости движения поезда, когда напряжение на зажи-
мах генератора падает до недопустимых пределов, в цепи аккумулятор—
генератор появляется обратный ток, который, воздействуя на сериесную ка-
тушку автомата, отключит нагрузку от генератора.

Схема включения нумератора звонковой сигнализации показана на
фиг. 587. Нумератор предназначается для вызова проводника вагона звон-
ком IV из любого купе1 1, 2,...,10 или от дверей тамбуров. Вызов осущест-
вляется соответствующими кнопками /, включающими реле II и сигналь-
ные лампы III.

8.	РАЗМЕЩЕНИЕ ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЯ И РАСПРЕДЕЛЕНИЕ
ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ЭНЕРГИИ

Размещение электрооборудования пассажирского вагона определяется
назначением и планировкой его помещений и задачами, предъявляемыми
к электрооборудованию. На фиг. 588 показано размещение электрообо-
рудования некупейного металлического вагона.

Распределение электрической энергии в пассажирских вагонах осущест-
вляется специально для этого предусмотренными:

1)	поездной магистралью,

2)	групповыми щитками,

3)	внутривагонной проводкой.

•	Эти элементы оборудования имеются как в вагонах-электростанциях, так
и в холостых вагонах.

Поездная магистраль (фиг. 589) состоит из сквозного про-
вода 1 сечением 25—35 * мм2, проложенного под полом вагона в тонкостен-
ных трубах диаметром 22 мм, заканчивающихся с каждой стороны вагона
концевыми коробками 2 и междувагонными соединениями 3. Устройство
концевой коробки ясно из фиг. 590. В вагонах применяется как однопроводная,
так и двухпроводная система поездной магистрали. В первом случае обрат-
ным проводом служат металлические части вагона и рельсы. При двухпро-

♦ Провод сечением 25 мм2 может быть допущен в вагонах с индивидуальным
питанием, например, в металлических вагонах.
Фиг. 588. Размгцение электрооборудования в пассажирском вагоне:

/—аккумуляторная батарея; 2 — генератор; 3 -поездная магистраль; 4—арматура подвагонного освещения; 5—двигатель насоса;
6—фонарь на кронштейне; 7—щит:	двигатель вентилятора; 9 -светильник; /0—рукав

Фиг. 589. Схема однопроводной магистрали

694	ЭЛЕКТРИЧЕСКОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ

водной системе предусматриваются и двухпроводные междувагонные соеди-
нения. Преимущественно распространена однопроводная система.

Групповые щитки предназначаются для включения и выклю-
чения электроприёмников вагона, питающихся или от поездной магистрали
или от распределительного щита ДЩР. На фиг. 591 изображён групповой
щиток силового оборудования металлического вагона, на фиг. 592—груп-
повой щиток освещения для вагонов с деревянными кузовами. В вагонах
современной постройки для включения нагрузки применяются надёжные
в эксплуатации пакетные выключатели.

Внутренняя проводка в вагонах выполняется двухпровод-
ной, причём все лампы разбиваются на несколько групп, что позволяет в слу-
чае необходимости переходить на аварийный режим работы, включая лишь
часть осветительной нагрузки. Для этой же цели в металлических вагонах
применяют трёхпроводную систему включения освещения в коридорах, при
которой лампы освещения подключаются по две последовательно, что
позволяет экономить энергию в ночное время, когда полная освещённость
в коридорах не нужна. Проводка в металлическом вагоне выполняется двух-
жильным проводом с резиновой изоляцией марки СРГ сечением 2,5 мм2 —
групповые магистрали и сечением 1,5 мм2 — ответвления к арматуре и вы-
ключателям.

9.	ЗАДАЧИ ПО УСОВЕРШЕНСТВОВАНИЮ ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЯ
ВАГОНОВ

Широкое применение электрической энергии в пассажирских вагонах,
особенно в металлических, ставит перед специалистами вагонного хозяйства
большие задачи по совершенствованию электрооборудования. Необходимость
в таком совершенствовании обусловливается также тем, что и в дальнейшем
намечается рост мощности электроприёмников вагона (кондиционирование
воздуха, кипятильники, кинофикация и т. п.).

К первоочередным задачам относятся совершенствование конструкции
генераторов, обеспечивающее снижение, их веса и повышение коэффициента
полезного действия, а также создание новой системы привода генератора
(взамен ремённой передачи), обеспечивающей надёжную работу источников
электроэнергии. Важными задачами также являются снижение веса акку-
муляторных батарей и переход на железо-никелевые аккумуляторы.

Рост мощности электроприёмников вагона выдвигает вопрос о целесо-
образности централизованного электроснабжения вагонов от мощного турбо-
генератора, устанавливаемого на паровозе, а резкое увеличение потребности
в электроэнергии для кондиционирования воздуха в летний период выдвигает
вопрос о целесообразности создания дополнительных электростанций в спе-
циальных вагонах, включаемых в состав поезда летом.

Для повышения надёжности и совершенствования конструкции элек-
трооборудования вагонов следует решить вопрос о применении генера-
торов переменного тока.

Дальнейшего улучшения требует электрическое освещение; в первую
очередь необходимо решить вопрос о внедрении люминесцентного освещения
вагонов.

Современное состояние электропромышленности в нашей стране позво-
ляет существенно усовершенствовать аппаратуру и схемы управления, обес-
печив высокую экономичность, надёжность и автоматичность действия электри-
ческих устройств вагонов.
ПЕРЕЧЕНЬ ЛИТЕРАТУРЫ

Автосцепка. Чертежи автосцепки, шаблонов и оборудования подвижного состава.
Трансжелдориздат. М., 1940.

Альбомы запасных частей вагонов широкой колеи. Трансжелдориздат. М., 1951
(ЦВ МПС).

Г. В. Архипов. Автоматическое регулирование кондиционирования воздуха.
Оборонгиз. 1949.

Б. М. А ш е. Отопление и вентиляция, т. II, Стройиздат, 1940.

А.	М. Бабичков и В. Ф. Егорченко. Тяга поездов. Трансжелдор-
издат, 1947.

М. И. Бат ь. Вынужденные колебания в системе с гистерезисом. «Прикладная
математика и механика», вып. 3, т. IV, 1940.

Н. В. Белавенцев и В. М. Дергалёв. Формирование и ремонт вагон-
ных колёсных пар. Трансжелдориздат, 1952.

Н. М. Беляев. Сопротивление материалов. Гостехиздат, 1948.

И. Н. Безухов. Теория сыпучих тел. Госстройиздат, 1934.

Н. И. Белоконь. Топочный процесс паровозного котла. «Транспортное ма-
шиностроение» Ко 1. М, 1936.

Н. И. Белоконь. Теплопередача при переменных температурах. В кн.: «Труды
Моск. нефт. ин-та». Вып. 2, М., 1940.

С. И. Блинник, Н. Н. Малинин, проф. С. Д. П о н о м а р ё в, В. И. Фе-
досьев и Н. А. Чернышёв. Новые методы расчёта пружин. Машгиз, 1946.

Вагоностроение, т. I, ОНТИ, 1936.

М. В. Винокуров. Исследование колебаний и устойчивости вагонов. Днепро-
петровск. ДИИТ, 1939 (Труды ДИИТ, вып. XII).

В.	3. Власов. Строительная механика оболочек. ОНТИ, 1936.

Вопросы сварного вагоностроения. Сборник статей под редакцией акад. Е. О. П а-
т о н а. Издательство Академии наук УССР. Киев, 1941.

А. У. Г а л е е в. Усилия, возникающие в автосцепках при трогании поезда с места.
К вопросу теории схода колёс с рельсов. Труды А\ЭМИИТ, вып. 55. Трансжелдориздат,
1948.

С.	О. Г у с е в, М. М. С т р е л ь ц о в, Е. А. Хвостов. Конструкция и холодо-
эффективность вагонов-ледников. Трансжелдориздат, 1953.

С.	Р. Д а д ы к о, И. И. Д р а й ч и к, С. 3. Ш т е р л и н г. Вагоностроение.
Машгиз. М., 1950.

Н. В. Дегтерёв, Б. В. Баркалов, Г. В. Архипов, Р. В. Павлов.
Кондиционирование воздуха. Госуд. издат. литературы по строительству и архитектуре.
М. — Л., 1953.

В. В. Егоров. Освещение железнодорожных вагонов. Трансжелдориздат, 1938.

Динамика и прочность пружин. Сборник статей АН СССР. М. — Л., 1950.

Н. Е. Жуковский. Полное собрание сочинений, т. VIII. ОНТИ, 1937.

ИТС. Вагоны. Трансжелдориздат, 1937.

Г. А. Казанский и др. Устройство и ремонт цельнометаллических пасса-
жирских вагонов. Трансжелдориздат, 1952.

3. Б. Канторович. Основные расчёты химических машин и аппаратов.
Машгиз, 1946.

Д. Н. Киммельман. Расчёты деталей машин при переменных напряжениях.
Машгиз, 1950.

В. А. Киселёв. Балки и рамы на упругом основании. ОНТИ, 1936.

Н. С. Комаров. Холод. Справочное руководство по холодильной технике.
Изд. 4-е, Пищепромиздат. М., 1950.

К. П. Королёв. Вписывание паровозов в кривые участки пути. Трансжел-
дориздат, 1950.

М. А. Короткевич. Расчёт и конструирование вагонов, ч. 1—3, Машгиз,
1939—1940.

А.	Н. Крылов. Собрание трудов. Издательство Академии наук СССР, М.—Л.*
1936—1949, т. X. Вибрация судов. 1948.
И. В. Кудрявцев. Внутренние напряжения как резерв прочности в машино-
строении. Машгиз, 1950.

В.	И. Ладыгин. Автосцепка. Устройство, эксплуатация и ремонт. Трансжел-
дориздат. М., 1947.

Р. М. Ладыженский. Кондиционирование воздуха. Пи щеп ром изд ат, М., 1952.

В. А. Л а з а р я н. О динамических усилиях и упряжных приборах однородных
поездов при сопротивлениях относительным перемещениям экипажей. Труды ДИИЖТ,
вып. XX. Трансжелдориздат. М., 1950.

В. А. Л а з а р я н. Труды ДИИТ, вып. XV, 1945; вып. XIX, 1948.

В. А. Л а з а р я н. Исследование неустановившихся режимов движения поездов.
Трансжелдориздат, 1949.

С. Г. Л е х н и ц к и й. Анизотропные пластинки, 1948.

К. Н. Мищенко. Современное состояние вопроса о всползании колеса на
рельс. Труды ДИИТ, вып. XX. Трансжелдориздат, 1950.

Г. А. Максимов и А. И. Орлов. Отопление и вентиляция, ч. 1—2. Строй-
издат. М., 1948 — 1949.

Машиностроение. Энциклопедический справочник, т. I, кн. 2, т. II и т. XIV. Маш-
гиз. М., 1946-1948.

В.	Д. М а ч и н с к и й. Теплотехнические основы строительства. Стройиздат,
М., 1949.

С.	Ф. М а т а л а с о в. Хладотранспорт. Трансжелдориздат, 1952.

А. И. Михалевский и М. М. Стемпневский. Вагоны. Трансжел-
дориздат, 1945.

М. А. Михеев. Основы теплопередачи. Госэнергоиздат. М. — Л., 1949.

М уД- Мойер и Р. Фиттц. Кондиционирование воздуха. Пищепромиздат.

Е. И. Мокршицкий. История вагонного парка железных дорог СССР. Транс-
желдориздат, 1946.

Г. А. Николаев. Сварные конструкции. Машгиз, 1951.

Г. А. Н и к о л а е в и А. С. Г е л ь м а н. Сварные конструкции и соединения.
Машгиз, 1947.

Л. Н. Никольский. Теория и расчёт вагонов. Машгиз, 1947.

Л. Н. Никольский. О силах ударов вагонов и поглощающих свойствах
фрикционных аппаратов автосцепки. Труды Бежицкого института транспортного ма-
шиностроения, вып. XI, 1949.

Н. И. Новиков и С. П. Бялынович. Анализ работы механизма авто-
сцепки. Трансжелдориздат, 1952.

Нормы и технические условия проектирования стальных конструкций. Строй-
издат, 1947.

Е.	О. Патон и В. В. Шеверницкий. Неотбортованные сферические
днища сварных сосудов. Издательство Академии наук УССР. Киев, 1936.

И. В. Подзолов. Расчёт допускаемых напряжений для чёрных металлов.
Оборонгиз, 1947.

А. А. Попов. Исследование прочности вагонной оси, вып. I. Трансжелдор-
издат, 1934.

А.	А. Попов. Сопротивление материалов. Машгиз, 1953.

А. А. Попов. Расчёт бруса и оболочки большой кривизны. Трансжелдориздат,
1935.

Проект норм расчёта и проектирования вагонов железных дорог колеи 1 524 мм
(несамоходные). ЦНИИ и НИБ, 1948.

И. М. Рабинович. Строительная механика стержневых систем. Стройиздат.
М., 1946.

Н. П. Раевский. Методы экспериментального исследования механических
параметров машин. Издательство Академии наук СССР. М., 1952.

Л. А. С е м ё н о в. Теплоустойчивость и печное отопление жилых и общественных
зданий. Машстройиздат. М., 1950.

И. Ф. Скиба. Цельнометаллические пассажирские вагоны. Трансжелдор-
издат, 1952.

С. В. Серенсен, И. М. Тетельбаум и Н. И. Пригоровский.
Динамическая прочность в машиностроении. Машгиз, 1945.

В.	М. Стригунов. Расчёт металлических фюзеляжей на прочность. Труды
ЦАГИ, 1939.

И. Г. Соколов. Вагонные рессоры. Трансжелдориздат, 1952.

М. М. Стемпневский и 3. О. Каракашьян. Устройство и техника
ремонта вагонов. Трансжелдориздат, 1938.

Тележки пассажирских вагонов нормальной колеи железных дорог СССР. Транс-
желдориздат. М., 1934.

Технический справочник железнодорожника, т. 6. Трансжелдориздат, 1952.

П. И. Т р а п е з и н. Прочность металлов при переменных нагрузках. Гостех-
издат, 1948.

Труды семинара по качеству поверхностей. Сборник II. Издательство Академии
наук СССР. М., 1953.
Г. В. Ужик. Методы испытаний металлов и деталей машин на выносливость.
Издательство Академии наук СССР, 1948.

А. А. Уманский. Специальный курс строительной механики. ОНТИ, 1935.

А.	А. Уманский. Кручение и изгиб тонкостенных авиаконструкций. Оборон-
гиз, 1939.

М. М. Ф и л о н е н к о-Б о р о д и ч и др. Курс сопротивления материалов, ч. 1
и 2. Гостехиздат, 1949.

К. Ф. Фокин. Строительная теплотехника ограждающих частей зданий.
Изд. 2-е. ОНТИ. М. — Л., 1937.

В.	И. X а н ж о н к о в. Вентиляционные дефлекторы. Стройиздат. М., 1947.

С.	А. Ч и ж е н к о. Практическое руководство по вагонному освещению. Транс-
желдориздат, 1938.

С. А. Ч и ж е н к о, А. А. К о с а р ё в. Электрическое освещение вагонов. Транс-
желдориздат, 1950.

Л. А. Ill ад у р. Выбор основных параметров вагона-цистерны. Труды МЭМИИТ,
вып. 57. Трансжелдориздат, 1949.

Л. А. Ш а д у р. К вопросу о методах расчёта литой боковины тележки грузового
вагона. Труды МЭМИИТ, вып. 62. Трансжелдориздат, 1953.

А. М. Ш к л о в е р. Теплоустойчивость зданий. Госуд. издат. литературы по
строительству и архитектуре. М., 1952.

А. М. Ш к л о в е р. Теплотехнический расчёт наружных ограждений в южных
районах. «Строительная промышленность» № 3. AV, 1951.

К. Ф. Экгольм и В. Ф. Девятков. Вагонные буксы с роликовыми под-
шипниками. Трансжелдориздат. М., 1953.
ОГЛАВЛЕНИЕ

Стр.

Предисловие............................................................ 3

Глава I

Общие сведения

1.	Основные элементы конструкции и классификация вагонов............... 5

2.	Основные экономические характеристики вагонов ..................... 11

3.	Краткий исторический очерк развития отечественного вагоностроения ... 12

Глава II

Габариты подвижного состава
z 1.1Общие сведения....................................................22

2>/Габариты вагонов....................................................22

Глава III

Выбор типов* и параметров грузовых вагонов
1. Выбор типов вагонов.................................................33

2.	Выбор параметров вагонов............................................35

3.	Расчёт удельных объёмов и удельных площадей вагонов и выбор их опти-
мальных значений .....................................................36-

4.	Расчёт коэффициентов тары и выбор	их	оптимального значения .........44

5.	Расчёт грузоподъёмности вагонов	................................. 46

6.	Определение основных линейных	размеров	вагонов......................50

Глава IV

Основные данные для расчёта вагонов на прочность
1. Нагрузки, действующие на вагон......................................52

2.	Применяемые материалы и допускаемые напряжения......................57

3.	Определение координат центра тяжести вагона.........................65

Глава V

Колёсные пары

1.	Назначение, устройство, классификация и главные размеры............68-

2.	Оси.................................................................70

3.	Колёса..............................................................73

4.	Насадка бандажа на колёсный центр...................................78

5.	Напрессовка колёс на ось............................................80

6.	О профиле поверхности катания колеса и влиянии его на движение колёсной
пары...................................................................83

7.	Устойчивость колёсной пары..........................................85

8.	Нагрузки, действующие на ось........................................86

9.	Напряжённое состояние оси ........................................ eg.

10.	Основные данные для оценки прочности оси...........................99

11.	Уточнённый метод расчёта оси......................................105

12.	Расчёт оси по методу МПС..........................................108

13.	Расчёт оси по методу ЦНИИ и НИБ...................................109

Глава VI

Буксы

1.	Классификация букс с подшипниками	трения скольжения и их устройство . . 111

2.	Подшипники трения скольжения.......................................120

3.	Расчёт подшипников трения скольжения...............................124

4.	Буксы с роликовыми подшипниками	..................................127

5.	Расчёт роликовых подшипников ......................................137
Глава VII

Рессоры и пружины

1.	Назначение и классификация рессор и пружин.................... ....	139

2.	Конструкции рессор и пружин.........................................141

3.	Гибкие свойства рессор и пружин ....................................146

4.	Внутреннее трение листовых рессир ..................................149

5.	Диаграммы рессор и пружин...........................................151

6.	Материал для пружин и рессор.......................................153

7.	Расчёт цилиндрических пружин........................................154

8.	Заневоливание пружин...............................................161

9.	Торсионные рессоры..................................................162

10.	Кольцевые рессоры..................................................162

11.	Расчёт листовых рессор ............................................163

12.	Порядок расчёта пружин и рессор, поддерживающих кузов вагона.......168

13.	Мероприятия по повышению прочности рессор и пружин.................169

14.	Колебания кузова вагона на пружине (рессоре). Собственные колебания
груза на пружине (пружина постоянной жёсткости и без трения)..........170

15.	Вынужденные колебания груза на пружине (пружина постоянной жёсткости
и без трения).........................................................174

16.	Собственные колебания груза на рессоре с трением, пропорциональным пе-
ремещению ............................................................179

17.	Вынужденные колебания груза на рессоре с трением при резонансе. Условие
ненарастания амплитуд колебаний ..................................... 182

18.	Амортизаторы ......................................................184

Глава VIII

Рессорное подвешивание нетележечпых вагонов п свободно устанавливающиеся оси

1.	Рессорное подвешивание двух- и трёхосных вагонов....................189

2.	Жесткие и свободно устанавливающиеся оси............................192

3.	Определение зазоров между буксами и лапами..........................196

Глава IX

Тележки вагонов

1.	Общие сведения и классификация тележек..............................199

2.	Возвращающие устройства в тележках..................................204

3.	Люлечное подвешивание...............................................205

4.	Определение размеров люлечного подвешивания ........................207

5.	Определение возвращающего усилия люлечного подвешивания ............208

6.	Влияние угла наклона подрессорной балки на вертикальное перемещение ку-
зова вагона (по середине подрессорной балки)...........................210

7.	Тележки одинарного рессорного подвешивания..........................211

8.	Тележки с двойным рессорным	подвешиванием.......................219

9.	Тележки с тройным рессорным	подвешиванием.......................233

10.	Трёхосные тележки..................................................235

11.	Проверка вписывания тележки	в раму вагона.......................237

12.	Расчётные нагрузки................................................ 238

13.	Расчёт надрессорных балок..........................................250

14.	Расчёт деталей люльки..............................................253

15.	Расчёт литых боковин тележек	грузовых вагонов .....................255

16.	Расчёт рам тележек пассажирских вагонов............................266

Глава X

Колебания вагонов

1.	Главные виды колебаний вагонов......................................275

2.	Центр колебаний. Оси колебаний....................................  276

3.	Поперечная устойчивость вагонов. Понятие о метацентре и определение по-
ложения метацентра.....................................................278

4.	Колебания подпрыгивания.............................................282

5.	Колебания галопирования ............................................287

6.	Колебания поперечного относа и боковой качки ...................... 292

7.	Колебания виляния.................................................. 294

8.	Извилистое движение колёсных пар и тележек..........................296

9.	Вынужденные колебания вагонов.......................................299

10.	Критерии плавности и безопасности движения вагонов.................301

11.	Результаты сравнительных испытаний различных типов тележек.........304

12.	Борьба с шумом в пассажирских вагонах..............................310
Г л а в а XI

х_Рамы п кузова вагонов^

1.	Классификация и основные принципы устройства.........................312

2.	Основные положения расчёта рам и кузовов ............................320

3.	Расчёт несущей рамы..................................................328

4.	Расчёт кузова с несущими боковыми стенками и рамой...................336

5.	Расчёт стенок кузова на усилия распора от сыпучих грузов.............344

Глава XII

Ударно-тяговые приборы

I.	Назначение и классификация ударно-тяговых приборов ....................350

2.	Винтовая стяжка........................................................351

3.	Сквозная упряжь......................................................352

4.	Несквозная упряжь .................................................  354

5.	Буфер .............................................................  355

6.	Необходимость введения автосцепки .................................. 357

7.	Превосходство советской автосцепки над иностранными................  358

8.	Классификация автосцепок.............................................359

9.	Устройство автосцепки СА-3.........................................  ЗСО

10.	Сборка и разборка механизма автосцепки ...........................  363

11.	Взаимодействие частей механизма автосцепки..........................364

12.	Расцепной привод....................................................367

13.	Ударно-центрирующий прибор..........................................368

14.	Упряжное устройство ................................................368

15.	Поглощающий аппарат.................................................372

16.	Амортизирующие устройства пассажирских вагонов .....................382

17.	Особенности изготовления деталей автосцепного устройства .......... 389

18.	Переходные приспособления для сцепления автосцепки с винтовой упряжью 390

19.	Перемещения головы корпуса автосцепки в горизонтальной плоскости и поло-
жение продольной оси автосцепки над головками рельсов .................392

20.	Причины саморасцепов автосцепок и мероприятия по их предотвращению . 397

21.	Усилия, возникающие в ударно-тяговых приборах.......................403

Глава XIII

X Грузовые вагоны >

1.	Крытые вагоны.....................................................  417

2.	Полувагоны .........................................................432

3.	Платформы...........................................................443

4.	Транспортёры .......................................................447

Г л а в а XIV	>

Вагоны-цистерны

1.	Четырёхосная цистерна ёмкостью 50л3.................................452

2.	Двухосная цистерна ёмкостью 25 л8...................................462

3.	Битумные цистерны и полувагоны....................................  464

4.	Цистерны с камерным подогревом....................................  467

5.	Спиртовые цистерны..................................................469

6.	Молочные цистерны ..................................................470

7.	Кислотные цистерны..................................................470

8.	Цистерны для перевозки газов..............................’.........475

9.	Безрамные цистерны..................................................476

10.	Сливные приборы и предохранительные клапаны....................... 477

11.	Калибровка цистерн ............................................... 481

12.	Расчёт котла цистерны..............................................481

13.	Требования, предъявляемые к ходовым частям, вагонов-цистерн........504

Глава XV

Изотермические вагоны

1.	Назначение и классификация изотермических вагонов ..................506

2.	Каркас кузова изотермического вагона .............................. 510

3.	Изоляция кузова изотермического вагона..............................511

4.	Защита элементов кузова от гниения и коррозии.......................514

5.	Охлаждение воздуха при льдосоляной системе..........................514

6.	Вагоны с пристенными приборами охлаждения...........................515

7.	Вагоны с потолочными приборами охлаждения...........................518

8.	Вагоны с самоциркуляцией рассола ...................................519

9.	Вагоны с механической системой охлаждения...........................523
10.	Специализированные изотермические вагоны.............................526

11.	Отопление изотермических вагонов ................................... 527

12.	Тепловой расчёт изотермических вагонов ..............................527

13.	Требования, предъявляемые к ходовым частям изотермических вагонов . . . 530

Глава XVI

Пассажирские вагоны

1.	Планировка вагонов...................................................531

2.	Деревянные кузова пассажирских вагонов..............................538

3.	Металлические пассажирские вагоны.................................  540

4.	Конструкции металлических пассажирских вагонов с цельнонесущими кузовами 545

5.	Кузова металлических вагонов без хребтовых	балок ...................548

6.	Внутренняя обшивка, перегородки и изоляция металлических пассажирских
вагонов................................................................550

7.	Двери и окна пассажирских вагонов...................................552

8.	Внутреннее оборудование пассажирских вагонов........................555

9.	Водоснабжение.......................................................558

10.	Тамбуры и переходные площадки........................................561

И.	Пути снижения тары вагонов...........................................561

12.	Расчёт цельнонесущего кузова.........................................562

13.	Испытания кузовов металлических вагонов..............................583

Глава XVII

Вентиляция вагонов

1.	Определение качества воздуха........................................586

2.	Определение количества воздуха, необходимого для поддержания в вагоне
заданной температуры...................................................588

3.	Определение необходимого воздухообмена по предельной норме содержания
в воздухе углекислоты...................................................588

4.	Определение количества воздуха, необходимого для поддержания влажности
на уровне заданной предельной	нормы.................................588

5.	Дефлекторы..........................................................510

Глава XVIII

Передача тепла через ограждения кузова вагона

1.	Температурный режим в вагоне в отопительный сезон ..................594

2.	Передача тепла через ограждения при стационарном тепловом потоке . . . 594

3.	Влияние воздушных прослоек на теплопередачу ограждения..............599

4.	Определение расчётного, или приведённого, коэффициента теплопередачи кузо-
ва вагона..............................................................599

5.	Влажностный режим ограждений кузова.................................600

6.	Теплоустойчивость ограждений при периодическом тепловом потоке от ото-
пительной системы......................................................602

7.	Определение коэффициента теплоустойчивости ограждения...............606

8.	Определение коэффициента теплоусвоения внутренней поверхности ограждения 607

9.	Тепловая инерция кузова вагона .................................... 609

10.	Определение количества тепла, вносимого лучистой энергией солнца через
ограждения кузова, и амплитуды колебаний температуры воздуха.............610

Глава XIX

Системы отопления вагонов

1.	Печное отопление....................................................616

2.	Определение теплопотерь и основных размеров нагревательных устройств
в пассажирских вагонах................................................ 617

3.	Водяное отопление ..................................................618

4.	Отопление металлических вагонов.....................................623

5.	Паровое отопление...................................................626

6.	Электрическое отопление ........................................... 628

Глава XX

Кондиционирование воздуха в пассажирских вагонах

1.	Общие сведения......................................................629

2.	Очистка воздуха.....................................................632

3.	Выбор типа и эффективной	мощности вентилятора.......................633

4.	Распределение воздуха и расчёт воздуховодов ........................638

5.	Расчёт паровых и водяных	воздухоподогревателей......................641
6.	Расчёт электрических воздухоподогревателей...........................643

7.	Определение конечных температур ......................................644

8.	Определение теплоизбытков и мощности холодильных установок в пассажир-
ском вагоне ............................................................ 645

9.	Методы увлажнения и охлаждения воздуха ...............................6а0

10.	Холодильные установки в пассажирских вагонах.........................651

11.	Механическое (машинное) охлаждение ..................................654

12.	Аппараты контроля и регулировки......................................660

Глава XXI

Электрическое оборудование пассажирских вагонов

1.	Назначение и классификация электрического оборудования пассажирских
вагонов..................................................................665

2.	Электрическое освещение пассажирских вагонов .........................667

3.	Силовые электроприёмники пассажирских вагонов ........................673

4.	Электроснабжение пассажирских вагонов ................................675

5.	Генераторы вагонов-электростанций ....................................676

6.	Вагонные аккумуляторные батареи.......................................681

7.	Распределительные устройства вагона-электростанции....................683

8.	Размещение электрооборудования и распределение электрической энергии . 6V3

9.	Задачи по усовершенствованию электрооборудования вагонов ............666

Перечень литературы ...................................................  697