ВАГОНЫ
КОНСТРУКЦИЯ, ТЕОРИЯ и РАСЧЕТ
Под редакцией д-ра техн, наук проф. Л. А. ШАДУРА
ИЗДАНИЕ ТРЕТЬЕ, ПЕРЕРАБОТАННОЕ И ДОПОЛНЕННОЕ
3
Утверждено
Главным управлением учебными заведениями МПС в качестве учебника для студентов вузов железнодорожного транспорта
МОСКВА «ТРАНСПОРТ» 1980
УДК 629.45Z.46 (075)
Вагоны: Учебник для вузов ж.-д. трансп. / Л. А. Шадур, И. И. Челноков, Л. Н. Никольский, Е. Н. Никольский, В. Н. Котуранов, П. Г. Проскурнев, Г. А. Казанский, А. Л. Спиваковский, В. Ф. Девятков; Под ред. Л. А. Шадура. — 3-е изд., перераб. и доп. — М.: Транспорт, 1980. — 439 с.
В книге рассматриваются устройство, выбор технико-экономических параметров и габаритных размеров, а также современные методы расчета вагонов на прочность. По сравнению со вторым изданием третье издание переработано и дополнено в связи с изменениями, происшедшими в конструкциях, расчетах и методах проектирования вагонов за последние годы.
Предназначена для студентов вузов железнодорожного транспорта и может быть использована инженерно-техническими работниками вагонного хозяйства и вагоностроительной промышленности, связанными с конструированием, эксплуатацией и ремонтом вагонов.
Ил. 322, табл. 24, библиогр. 101 назв.
Книгу написали:
д-р техн, наук проф. Л. А. Шадур — от авторов, главы II, III, V, пп. VIII.7—VIII.11, VIII.13, VIII.14, Х.1—Х.7, Х.15, Х.16, главу XII (кроме п. XII.6); заслуженный деятель науки и техники РСФСР, д-р техн, наук проф. И. И. Челноков — главу I, пп. VII.12, VII.13, VIII.1—VIII.6, XIV.1; заслуженный деятель науки и техники РСФСР, д-р техн, наук проф. Л. Н. Никольский—пп. IV.3—IV.8, VII.l— VII.11, Х.8—Х.14, главу XIV (кроме п. XIV.1): заслуженный деятель науки и техники РСФСР, д-р техн, наук проф. Е. Н. Никольский — главу IX; д-р техн, наук проф. В. И. Котуранов — п. XII.6; канд. техн, наук доц. 77. Г. Проскурнев—пп. IV.l, IV.2, VIII.12; лауреаты Государственной премии СССР, кандидаты техн, наук Г. А. Казанский и А. Л. Спиваковский— главы XI и XIII; канд. техн, наук В. Ф. Девятков — главу VI.
Рецензент заслуженный деятель науки и техники РСФСР, д-р техн, наук проф. С. В. Вершинский.
О 1 ОАП 1 1 п
в п,п,п1' оп~ 112-80. 3602030000
U4U(Ul)-OU
© Издательство «Транспорт», 1975
© Издательство «Транспорт», 1980 с изменениями
ОТ АВТОРОВ
В соответствии с решениями XXV съезда КПСС осуществляется дальнейшее техническое перевооружение железнодорожного транспорта.
Постоянное совершенствование вагонного парка—важного звена транспорта—позволяет выполнять поставленные перед транспортом задачи; полное удовлетворение народного хозяйства и населения в перевозках, значительное повышение скоростей движения поездов, увеличение пропускной и провозной способности железных дорог, повышение производительности труда, снижение себестоимости перевозок и уменьшение удельных капитальных вложений.
В связи с этим повышаются требования к исследованиям, проектированию, постройке и содержанию вагонов, к подготовке инженеров для вагоностроительной промышленности и вагонного хозяйства железных дорог.
Студенты специальности «Вагоностроение и вагонное хозяйство» изучают курс «Вагоны», освещающий:
конструкции вагонов и их узлов, отличающиеся многообразием, а в ряде случаев и значительной сложностью;
расчеты частей вагонов на прочность и устойчивость;
основы проектирования вагонов (выбор технико-экономических параметров, вписывание в габарит), методы испытаний вагонов и их узлов.
Эти вопросы изучаются на лекциях, лабораторных и практических занятиях, на производственной практике, при выполнении курсовых и дипломных проектов.
Изучение дисциплины «Вагоны» основывается на знаниях, полученных студентами при изучении предшествующих дисциплин учебного плана, особенно высшей математики, теоретической и строительной механики. В свою очередь курс «Вагоны» является базой для изучения последующих дисциплин: «Динамика вагона», «Контейнеры», «Холодильное оборудование вагонов и кондиционирование воздуха», «Автоматические тормоза», «Электрооборудование вагонов», «Технология вагоностроения и ремонта вагонов», «Организация и планирование производства на вагоностроительных и вагоноремонтных предприятиях», «Автоматика и автоматизация производственных процессов», «Вагонное хозяйство» и других, причем многие положения этих дисциплин используются в курсе «Вагоны».
За годы, прошедшие со времени выхода в Свет первого и второго изданий учебника, выполнены важные научные исследования,- разработаны новые конструкции вагонов и их узлов, произошли изменения в учебных планах институтов. Все это отражено в новом издании учебника, которое отличается от предыдущих изданий:
более полным изложением теории надежности и долговечности применительно к вагонным конструкциям. В связи с этим в IV и других главах изложены методы оценки усталостной прочности деталей вагонов, а также прочностной надежности элементов вагонной конструкции;
изложением расчетов вагонов с применением электронных вычислительных машин, обеспечивающих получение более полных и точных решений при снижении трудоемкости. Цифровые вычислительные машины используются при определении оптимальных параметров грузовых вагонов, рас
3
чете рам тележек, котлов цистерн и других несущих основные нагрузки элементов вагона;
обоснованием новых конструкций вагонов и их частей. В частности, значительно расширены главы XI, XII и XIII, посвященные конструктивным формам грузовых и пассажирских вагонов, а также главы V, VII, X и др. (полые оси, пневматическое рессорное подвешивание, новые автосцепки, поглощающие аппараты и т. п.);
изложением новых методов расчета частей вагонов (расчеты осей колесных пар, трехслойных оболочек кузовов, котлов цистерн и др.);
развитием методов экономического анализа конструкций вагонов. В связи с этим значительно дополнена III глава, изложена новая методика последовательности определения основных параметров вагона. Техникоэкономический анализ содержится и в других главах учебника.
Как и в предыдущих изданиях, в учебнике приведены ссылки на литературу, которые адресуют учащегося к источникам, где более полно или впервые изложен рассматриваемый вопрос. Указаны также учебные пособия и другая литература, содержащие примеры расчетов, справочные данные и т. п.
Такое построение учебника обусловлено не только задачами изложения обширного курса в сравнительно малом объеме, но и стремлением побудить учащегося к самостоятельному изучению того или иного вопроса и тем самым способствовать получению крайне необходимых инженеру навыков в этой работе.
Как и в предыдущих изданиях учебника, применена Международная система единиц (СИ). В частности, напряжения и давления выражены в паскалях (Па) или в мегапаскалях (МПа). Во многих случаях при переводе старых единиц в новые применено округление до 2 %, т. е. 1 кгс/мм2 «10 МПа и 1 кгс/сма 0,1 МПа. Поскольку такое округление принято и для расчетных, и для допускаемых напряжений, оно не отражается на точности результатов.
Грузоподъемность вагона как мера наибольшего перевозимого груза выражается в единицах массы, т. е. в килограммах (кг) или тоннах (т). Однако при расчетах вагонов на прочность, при исследовании их колебаний и других расчетах грузоподъемность принимается в ньютонах (Н), килоньютонах (кН) или меганьютонах (МН) на основании известной зависимости между массой и силой, т. е. путем умножения массы на ускорение g.
Тару вагона, рассматриваемую как его массу, выражают в кг или т, а при прочностных и других подобных расчетах — как вес (силу тяжести) в Н, кН или МН.
Погонная нагрузка, представляющая собой отношение суммы грузоподъемности и тары к длине вагона, для определения массы поезда выражается в кг/м или в т/м, а при расчетах прочности мостов и других подобных расчетах — в Н/м, кН/м, МН/м.
Аналогично учитывается и осевая нагрузка, но, поскольку она в учебнике используется преимущественно для оценки прочности колесных пар и других частей вагонов, этот параметр приводится в кН.
При подготовке нового издания учебника авторы получили много ценных замечаний и предложений от сотрудников кафедр «Вагоны и вагонное хозяйство» транспортных институтов, научно-исследовательских институтов, вагоностроительных заводов и других лиц. Всем им авторы выражают глубокую благодарность за помощь в совершенствовании учебника.
Глава I
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ВАГОНАХ
1.1. Характеристика вагонного парка и его классификация
Железнодорожный транспорт, являясь основным видом транспорта СССР, имеет важнейшее значение для нашей страны. Для нормальной деятельности железнодорожного транспорта необходимы соответствующее развитие и взаимная слаженность в работе всех его звеньев — отраслей. Вагонное хозяйство с его основой — вагонным парком — является одной из главных и сложных отраслей железнодорожного транспорта.
'Вагоном называется единица железнодорожного подвижного состава. предназначенная для перевозки пассажиров или грузов.
Большое значение имеет рациональность конструкций вагонов и их технико-экономических показателей, определяющая удобство перевозок пас— сажиров, провозную способность дорог, возможность широкого внедрения комплексной механизации и автоматизации при изготовлении и ремонте вагонов, а также их эксплуатации (формировании поездов, выполнении погрузочно-разгрузочных операций и др.), размеры капитальных вложений и себестоимость перевозок.
Современный парк вагонов отличается многообразием их типов и конструкций. Это обусловлено необходимостью удовлетворения различным требованиям перевозок: наибольшая провозная способность железных дорог, обеспечение комфорта пассажирам, сохранение ценных качеств скоропортящихся грузов, предупреждение повреждений хрупких грузов, защита ряда грузов от атмосферных осадков, универсальность, максимальное использование грузоподъемности и др.
Этими же факторами определяется сложность конструкций вагонов, оснащенных автоматическим тормозом, автоматической сцепкой, ходовыми частями, обеспечивающими движение с высокими скоростями, необходимой плавностью, малым сопротивлением и т. п. В зависимости от назначения вагоны оснащены также устройствами теплоизоляции, отопления, охлаждения, вентиляции, электрооборудования и др.
Современные виды тяги позволяют формировать тяжеловесные грузовые поезда, развивать большие скорости движения и осуществлять безостановочные пробеги на большие расстояния. Это определяет высокие требования к обеспечению надежности и долговечности конструкций вагонов, осуществлению контроля за их состоянием в короткие сроки, в том числе в неудобных условиях осмотра на станциях. Обеспечение безопасности движения — важнейшее требование к устройству и содержанию вагонов.
Вагоны бывают несамоходные, перемещение которых осуществляется локомотивами, и самоходные, называемые автовагонами, которые для передвижения имеют свою энергетическую установку (автомотрисы, трансферкары, дизель-поезда) или получают энергию от контактной сети (электропоезда, вагоны метро).
Вагоны разделяются по назначению, технической характеристике и месту эксплуатации.
V По своему назначению вагоны разделяются на две основные группы — пассажирские и грузовые.
5
Пассажирский вагон имеет кузов, который представляет собой закрытое помещение со всеми основными устройствами, необходимыми для пассажиров (оборудование для сидения или лежания, системы отопления, вентиляции и освещения, туалетные помещения, удобные входы и выходы и т. п.).
Парк пассажирских вагонов состоит из вагонов для перевозки пассажиров, вагонов-ресторанов, почтовых, багажных и специального назначения.
В зависимости от дальности перевозок пассажирские вагоны отличаются своим устройством. По назначению различают вагоны:
дальнего следования — для перевозки пассажиров на большие расстояния. Эти вагоны бывают купейными или н е к у -п е й н ы м и. Они оборудованы жесткими или мягкими диванами для лежания и поэтому называются жесткими или мягкими вагонами;
местного сообщения — для перевозки пассажиров на более короткие расстояния, преимущественно в дневное время. В этих вагонах имеются удобные кресла для сидения;
пригородные — для перевозки пассажиров на небольшие расстояния в сравнительно короткое время (1—2 ч); они оборудованы диванами (жесткими или мягко-жесткими) для сидения;
вагон ы-р естораны — для организации питания пассажиров в пути следования. В вагоне имеются зал, кухня, кладовые с холодильными установками для хранения продуктов и другие отделения;
почтовые — для перевозки почтовых грузов. Вагон имеет кладовые, зал для почтовых операций и помещения для обслуживающего персонала;
багажные — для перевозки багажа пассажирских поездов. В вагонах имеются кладовые с погрузочно-разгрузочными механизмами и помещения для обслуживающего персонала;
п о ч т о в о-б агажные — используемые в качестве почтовых и багажных вагонов на участках железных дорог с небольшими пассажирскими перевозками.
Пассажирскими вагонами специального назначения являются вагоны-лаборатории, служебные, санитарные, вагоны-клубы и т. п.
Грузовые вагоны в зависимости от вида перевозимых грузов разделяются на следующие основные типы:
крытые — для перевозки зерновых и других сыпучих грузов, нуждающихся в защите от атмосферных осадков, для транспортировки тарноупаковочных и высокоценных грузов. Вагон имеет крытый кузов, обычно оборудованный люками и дверями;
п олувагоны — для перевозки навалочных грузов (руда, уголь, флюсы, лесоматериалы и т. п.), контейнеров, различных машин и др. Вагон имеет открытый кузов, чаще всего оборудованный дверями и разгрузочными люками;
платформы — для перевозки длинных и громоздких грузов (лесоматериалы, прокат, строительные материалы и их полуфабрикаты), контейнеров, автомашин и т. д. Эти вагоны имеют настил пола на раме и обычно откидные борта;
цистерны — для перевозки жидких и газообразных грузов (нефть, керосин, бензин, масла, кислоты, сжиженные газы и т. п.). Кузовом вагона служит специальный резервуар (котел) обычно цилиндрической формы, имеющий люки для налива и устройства для слива груза;
изотермические — для перевозки скоропортящихся грузов (мясо, рыба, молоко, фрукты и т. п.). В этих вагонах кузов имеет изоляцию и оборудование для создания необходимых температурного и влажностного режимов. Современные изотермические вагоны строят в виде самостоятельных рефрижераторных секций с центральной холодильной установкой или с полным комплектом всего холодильного оборудования в каждом вагоне 6
К ходовым частям относятся колесные пары, буксы и рессорное подвешивание. В современных вагонах ходовые части объединяются в самостоятельные узлы, называемые тележками. Кроме перечисленных элементов, тележки имеют раму, на которой крепятся детали рессорного подвешивания, тормозного оборудования и предохранительные скобы, а для передачи нагрузки от кузова на тележку — надрессорные балки с подпятниками и скользунами.
Ходовые части (тележки) являются наиболее ответственными узлами, которые должны обеспечивать безопасность движения вагона по рельсовому пути с необходимой плавностью хода (наименьшее динамическое воздействие на перевозимый груз и на элементы пути) и наименьшим сопротивлением движению.
Кузов вагона предназначен для размещения пассажиров или грузов. Конструкция кузова зависит от типа вагона. У многих вагонов основанием кузова является рама, состоящая в основном из продольных и поперечных балок, жестко соединенных между собой. На раме кузова размещаются ударно-тяговые приборы и часть тормозного оборудования. Рама кузова через пятники опирается на подпятники тележек, а у нетележечных вагонов — на упругие элементы рессорного подвешивания. Расстояние между центрами пятников называется базой вагона (у нетележечных вагонов это расстояние измеряется между осями крайних колесных пар).
Ударно-тяговые приборы служат для сцепления вагонов между собой и с локомотивом, для воспринятая, передачи и амортизации растягивающих (тяговых) и сжимающих усилий от локомотива и от одного вагона к другому. Современным ударно-тяговым прибором является авто-сцепное устройство, выполняющее все основные функции ударных (буфера) и тяговых (сцепки) приборов.
Тормоз предназначен для создания искусственного сопротивления движению поезда или отдельного вагона с целью регулирования скорости движения или остановки, а также для удержания на месте. Устройство тормозов изучается в курсе «Автоматические тормоза».
Технико-экономические характеристики грузовых вагонов (грузоподъемность, тара, удельный объем кузова и др.) рассматриваются в главе III данного учебника. Показателем экономичности пассажирских вагонов является отношение тары к числу мест для пассажиров. Эта величина зависит от назначения вагона, его конструкции, наличия и массы (веса) устройств, обеспечивающих удобства для пассажиров.
1.3. Развитие вагонного парка отечественных железных дорог
Строительство первой магистральной дороги в России между Петербургом и Москвой выдвинуло задачу создания и массового производства грузовых и пассажирских вагонов отечественных конструкций [54]. Для этого в 1843 г. было решено передать один из лучших заводов того времени — Александровский чугунолитейный завод (в Петербурге) — Министерству путей сообщения.
Грузовые вагоны (платформы и крытые) завод начал выпускать с 1846 г. Они имели по две двухосные тележки. Вследствие недостатка металла в стране основным материалом для постройки вагонов являлась древесина, из которой изготовлялись и все несущие элементы кузова. Это создавало трудности в увеличении грузоподъемности вагонов и снижало эффективность применения прогрессивной конструкции — тележечного вагона. Четырехосные крытые вагоны постройки того периода (рис. 1.2) имели грузоподъемность 8,2 т и коэффициент тары (отношение тары к грузоподъемности вагона), равный 0,95. Нагрузка от колесной пары на рельсы составляла всего 4 т при допустимой в то время 10 т. К открытию дороги (1851 г.) завод построил более 3000 таких вагонов.
8
(автономный рефрижераторный вагон). Раньше были распространены вагоны с льдосоляным охлаждением;
вагоны специального назначения — для грузов, требующих особых условий перевозки. К этой группе относятся транспортеры для перевозки тяжеловесных и громоздких грузов, вагоны для перевозки автомашин, цемента, скота и других специфических грузов, а также вагоны, предназначенные для технических нужд железных дорог (вагоны-мастерские, вагоны вспомогательных и пожарных поездов и др.).
В зависимости от технической характеристики пассажирские и грузовые вагоны различаются:
по осности — двухосные, четырехосные, шестиосные, восьмиосные и многоосные. Вагоны бывают бестележечные и тележечные;
по материалу и технологии изготовления кузова — цельнометаллические, с деревянной или металлической обшивкой, в основном сварные с отдельными клепаными узлами;
по грузоподъемности, величине тары, нагрузке от колесной пары на рельсы, нагрузке на 1 м пути и другим параметрам;
по габариту подвижного состава, которому они удовлетворяют, и по ширине железнодорожной колеи — ширококолейные и узкоколейные.
По месту эксплуатации вагоны подразделяются на о б щ е -сетевые и промышленного транспорта. Общесетевые вагоны допускаются для движения по всей сети железных дорог СССР. Вагоны промышленного транспорта, если их конструкции полностью отвечают нормам для расчетов на прочность и проектирования вагонов магистральных железных дорог и требованиям Правил технической эксплуатации железных дорог Союза ССР (ПТЭ), имеют право выхода на пути МПС; вагоны других конструкций, не удовлетворяющие этим требованиям, допускаются для движения только по внутризаводским и другим промышленным путям замкнутого направления.
1.2. Основные элементы конструкции вагона
Все вагоны независимо от назначения и конструкции состоят из элементов (узлов), общих для вагонов любого типа. К этим элементам относятся ходовые части 2 (рис. 1.1), кузов 3, ударно-тяговые приборы 1 и тормозное оборудование 4.
Рис. 1.1. Современный цельнометаллический вагон
7
вагонов, в которых оолеэ рационально использовалась древесина во многих узлах, в том числе и в несущих элементах кузова.
По сравнению с первыми вагонами эти конструкции имели более высокие технико-экономические показатели. Например, коэффициент тары двухосных грузовых вагонов, построенных в 1855 г., составлял 0,79. Поэтому в дальнейшем грузовые крытые вагоны и платформы стали строить только двухосными, а существующие четырехосные вагоны переделывались на двухосные с постановкой буферов и винтовой стяжки сначала с несквозной, а затем со сквозной упряжью.
Последующее развитие вагонного парка тесно связано со строительством государственных и частных железных дорог России, которые не были связаны между собой и не составляли единой транспортной сети страны. Поэтому каждая дорога проектировала и строила свои вагоны. Это привело к тому, что в 1875 г. на железных дорогах страны было до 50 типов различных крытых вагонов и около 35 типов платформ.
В развитии отечественного вагоностроения большую роль сыграли Ковровские мастерские и мастерские Юго-Западных железных дорог, а также Александровский завод, который в последующие годы в основном занимался ремонтом вагонов для Петербурго-Московской дороги Рама кузова вагонов Ковровских мастерских оснащалась несущими элементами из металлических балок, что позволило поднять грузоподъемность вагонов до 12,5 т.
Наряду с разработкой различных конструкций крытых вагонов и платформ началось строительство специальных вагонов для перевозки угля, строительных материалов, нефти, скоропортящихся продуктов, в том числе с 1861 г. полувагонов, положивших начало созданию цельнометаллических и саморазгружающихся вагонов. С 1862 г. на железных дорогах России стали эксплуатироваться изотермические и специальные вагоны для перевозки фруктов, молока, живой рыбы и т. д. В 1872 г. начали строить цистерны для перевозки жидких нефтепродуктов.
Большие изменения были внесены в конструкции пассажирских вагонов. В 1865 г. появились вагоны с двухосными тележками системы инж. Рехневского. Эти тележки имели двойное рессорное подвешивание, значительно улучшающее плавность хода вагона. С 1866 г. пассажирские вагоны строили с более удобным расположением мест для пассажиров, улучшенной теплоизоляцией и печным отоплением; с 1868 г. в каждом вагоне выделялись туалетные отделения с умывальниками.
Ковровские железнодорожные мастерские с 1866 г. начали выпускать вагоны с индивидуальным паровым отоплением, а с 1877 г. — с индивидуальным водяным.
Последняя система отопления вагонов с незначительными изменениями сохранялась многие десятилетия. В эти же годы стали применять газовое освещение пассажирских вагонов.
В 1869 г. на железных дорогах России было впервые в мире введено бесперегрузочное сообщение между дорогами. Это потребовало нормализации парка грузовых вагонов, т. е. разработки единого по размерам и конструкции типа вагона для всей железнодорожной сети страны. Начало созданию такого вагона было положено в 1875 г. распоряжением Министерства путей сообщения об обязательной постройке новых крытых двухосных вагонов по «нормальному размеру» — длиной 6,4 м, шириной 2,743 м и грузоподъемностью 10 т. В основу этого типа вагона был положен наиболее совершенный крытый вагон конструкции Ковровских мастерских, который имел коэффициент тары 0,68. На VII совещательном съезде инженеров службы подвижного состава и тяги железных дорог России в 1884 г. были одобрены проекты улучшения конструкции вагонов и технические условия на постройку грузовых вагонов.
Нормализация пассажирских вагонов началась с постройки в 1896 г. Ковровскими мастерскими четырехосного пассажирского вагона длиной 10
Рис. 1.2. Первый грузовой вагон, построенный для Петербурго-Московской железной дороги
На этом же заводе впервые в России было организовано строительство вагонов пассажирского парка. Вагоны, построенные в 1846 г., были четырехосными с двумя тележками (рис. 1.3).
К числу больших технических достижений пассажирского вагоностроения того времени относится постройка служебного восьмиосного вагона длиной 25,2 м. Вагон был оборудован приборами отопления, вентиляции, а также имел умывальники и туалеты. Нижняя часть боковых стен представляла собой деревянную раму, армированную стальными листами.
Первые отечественные грузовые и пассажирские вагоны имели объединенные ударно-тяговые приборы, которые выполняли функции сцепки и буферов.
В последующие годы был выбран более правильный для того времени путь (вследствие недостатка в стране металла) — строительство двухосных
Рис. 1.3. Первый пассажирский вагон, построенный в 1846 г. для Петербурго-Москоз-ской железной дороги
9
ных грузоподъемностью 16,5 т, не сможет обеспечить перевозки грузов народного хозяйства. Поэтому в 1922—1923 гг. начинается постройка двухосных вагонов грузоподъемностью 20 т.
Индустриализация страны и развитие сельского хозяйства потребовали от железнодорожного транспорта резкого увеличения перевозок. Перед вагоностроительной промышленностью была поставлена задача в кратчайший срок разработать конструкции и наладить производство вагонов новых типов, способных с большими скоростями перевозить возрастающий поток грузов. В 1926 г. началась постройка четырехосных вагонов грузоподъемностью 50—60 т (крытые, платформы, пол\вагоны, цистерны, специальные) и изотермических вагонов-ледников грузоподъемностью до 30 т. В 1930 г. было организовано Центральное вагонное конструкторское бюро (ЦВКБ), возглавленное П. И. Травиным. Были разработаны нормативы для проектирования четырехосных вагонов и созданы новые конструкции большегрузных вагонов. В этих проектах предусматривалось полное изъятие древесины из несущих элементов рам, широкое применение сварки и внедрение поточного производства вагонов.
Возобновление строительства пассажирских вагонов относится к 1925 г. Вначале заводы строили пригородные вагоны длиной 14 м, рама кузова которых была металлической с хребтовой балкой. В 1928 г. был разработан пассажирский вагон длиной 20,2 м с металлической рамой кузова, усиленной шпренгелями. По такому типу проектировались и строились вагоны жесткие, мягкие, рестораны, почтовые и багажные.
В период индустриализации страны были созданы мощные вагоностроительные заводы, которые обеспечили резкое возрастание и качественное обновление вагонного парка. Увеличилось количество полувагонов, платформ, цистерн, приспособленных для перевозки массовых индустриальных грузов. Значительно возросло число изотермических вагонов. В годы довоенных пятилеток началось строительство цельнометаллических пассажирских вагонов. В 1929 г. Мытищинский завод освоил производство металлических вагонов длиной 19,31 м для электрифицированных пригородных участков железных дорог, а с 1934 г. началось строительство цельнометаллических вагонов для Московского метрополитена. Калининский и Ленинградский вагоностроительные заводы в 1937—1939 гг. спроектировали и построили опытные образцы пассажирских вагонов длиной 25—25,2 м с металлическими кузовами.
В этот период строительства вагонов сварка почти полностью вытеснила клепаные конструкции отдельных узлов, что значительно облегчило вагоны в сочетании с повышением их прочности. Большие работы в создании сварных конструкций вагонов были проведены Институтом электросварки Академии наук УССР. Широкое применение сварных конструкций вагонов в Советском Союзе было осуществлено раньше, чем в США и других странах.
В период 1925—1931 гг. были созданы лучшие по том\ времени конструкции автоматических тормозов системы Ф. П. Казанцева и И. К. Матросова, которыми были оборудованы вагоны. Это позволило перейти на полное автоматическое торможение поездов. В 1941 г. изобретатель И. К. Матросов за разработанные им тормозные приборы был удостоен Государственной премии.
Начиная с 1929 г. и особенно после решения июньского (1931 г.) Пленума ЦК ВКП(б) проводились большие работы по выбору типа и созданию конструкции отечественной автосцепки. В результате теоретических и экспериментальных исследований, а также конструкторских разработок И. Н. Новикова, В. Г. Голованова, В. А. Шашкова и А. Ф. Пухова под руководством проф. В. Ф. Егорченко была создана лучшая в мире автосцепка СА-3. Начиная с 1935 г. все грузовые, а с 1937 г. и пассажирские вагоны строились с автосцепкой, а старый парк вагонов переоборудовался в плановом порядке.
12
18,02 м, который получил название 18-метрового и в дальнейшем длительное время был типовым для железных дорог России.
Появление более мощных паровозов и увеличение грузооборота некоторых железных дорог поставили перед инженерами задачу создания новых конструкций вагонов большой грузоподъемности.
По инициативе отдельных железных дорог с 1895 г. начинается строительство большегрузных четырехосных вагонов (цистерн, платформ, крытых, полувагонов, изотермических). Вначале строились бестележечные вагоны, а затем более совершенные тележечные, что позволило увеличить их грузоподъемность до 30—37,5 т. В отдельных конструкциях таких вагонов начали внедряться более совершенные элементы рамы кузова (несущие металлические продольные балки в форме бруса равного сопротивления изгибу), штампованные металлические стены и двери полувагонов, изотермические вагоны с машинным охлаждением и т. д.
Придавая большое значение усовершенствованию вагонов, в 1899 г. на XXI съезде инженеров службы подвижного состава и тяги объявили конкурс на лучшую конструкцию большегрузного вагона.
Пассажирские вагоны строились главным образом с двухосными тележками, имеющими двойное рессорное подвешивание; вагоны для международных сообщений имели тележки с тройным подвешиванием. С 1900 г. по предложению нашего соотечественника Р. Фетте стали строить тележки, которые в дальнейшем получили большое распространение. Изобретатели Н. К- Галахов и И. О. Браун создали новые конструкции эллиптических рессор. В 1906 г. были построены двухэтажные пассажирские вагоны с тележками системы Рыковского. Эти тележки вместо люльки имели листовые рессоры, расположенные вдоль боковых балок рамы. Впоследствии такая система была использована в Германии в тележках типа Герлицкого завода. В пассажирских вагонах, построенных в 1896 г. Коломенским заводом, кузов имел металлические несущие полустенки.
В этот период начинается также внедрение отдельных элементов кондиционирования воздуха в вагонах. На Среднеазиатской дороге в служебном вагоне в 1902 г. было осуществлено охлаждение воздуха, в 1915 г. был построен вагон с вентиляцией охлажденным воздухом.
Увеличение скорости движения и массы поездов потребовало изменения и усиления сцепных приборов и, в частности, перехода на несквозную упряжь. Это выдвинуло задачу усиления рамы кузова вагона, которая при данном типе упряжи полностью воспринимает тяговые усилия, и изменения конструкции тяговых приборов. Поэтому в вагонах постройки 1898—1900 гг. начинают появляться хребтовые балки, а в последующие годы происходит постепенная замена деревянных несущих элементов рамы металлическими. В 1905 г. была введена усиленная стяжка с одновременным усилением тягового крюка, а в 1912 г. — объединенная стяжка. Этой стяжкой с небольшими изменениями ее конструкции оборудовались вагоны до внедрения автосцепки. Однако основные проблемы усиления вагонов и оснащение их мощными автосцепными приборами были успешно решены только в послереволюционный период.
Империалистическая война 1914—1917 гг., гражданская война и военная интервенция привели к огромному разрушению транспорта. Парк грузовых вагонов сократился с 502 тыс. в 1913 г. до 150 тыс. в 1919 г., причем многие вагоны из числа уцелевших были неисправными. Молодое Советское государство сразу приступило к восстановлению железнодорожного транспорта. Партия и правительство нашей страны всегда уделяли и уделяют большое и постоянное внимание развитию вагонного парка и содержанию его в хорошем техническом состоянии.
Так, уже в 1920 г. VIII Всероссийский съезд Советов вынес решение о скорейшем восстановлении вагонного парка. Многие крупные предприятия страны изготовляли запасные части для ремонта подвижного состава. Но было очевидно, что существующее количество вагонов, в основном двухос-
11
Большое значение имело постановление ЦК ВКП(б) и СНК СССР, принятое 3 июля 1933 г. и определившее выделение вагонного хозяйства в самостоятельную отрасль железнодорожного транспорта.
Разработка и постройка большого количества прочных вагонов имели важное значение в бесперебойном обслуживании железнодорожным транспортом фронта и тыла в годы Великой Отечественной войны.
После окончания Великой Отечественной войны и восстановления народного хозяйства начавшийся мощный подъем промышленности и сельского хозяйства страны потребовал значительного увеличения объема и ускорения перевозок грузов; возросли также и пассажирские перевозки.
Вагоностроительная промышленность разработала конструкции и перешла к массовому производству пассажирских вагонов с цельнометаллическим кузовом длиной 23,6 м. Эти вагоны по своей прочности, удобствам для пассажиров и внешнему виду выгодно отличаются от ранее выпускавшихся вагонов с деревянными кузовами.
За разработку проектов и технологии постройки цельнометаллических пассажирских вагонов в 1951 г. была присуждена Государственная премия А. М. Чеснокову, И. А. Селенскому, И. Й. Драйчику, А1. И. Регинскому, Ф. Ф. Смирнову, Г. А. Трегубову, А. Л. Спиваковскому, Г. Г. Шахбазь-янцу, К- Л. Миронову, В. С. Дриккеру, АГ В. Кулакову, Г. А. Казанскому, В. С. Викторову и Р. И. Медведику.
Намеченное Директивами XX съезда КПСС дальнейшее развитие и совершенствование железнодорожного транспорта предусматривало прежде всего коренную реконструкцию тяги — замену паровозов электровозами и тепловозами. На этой базе осуществлялось перевооружение всех отраслей железнодорожного транспорта. В те годы разработка конструкций грузовых вагонов шла в направлении дальнейшего увеличения грузоподъемности, погрузочных объемов и площадей кузовов, создания конструкций, обеспечивающих широкое применение механизмов для погрузочно-разгрузочных работ. Для решения этих задач уделялось большое внимание разработке конструкций вагонов с цельнометаллическим несущим кузовом, увеличению в вагонном парке удельного количества большегрузных полувагонов, цементовозов, думпкаров и других специальных грузовых вагонов. Началось широкое строительство вагонов, оборудованных роликовыми подшипниками, вагонный парк полностью оснащался автотормозами, а пассажирские вагоны — электропневматическими тормозами. В 1957 г. был завершен перевод парка грузовых вагонов на автосцепку.
Увеличение перевозок грузов народного потребления выдвинуло задачу улучшения конструкции изотермического подвижного состава и увеличения его выпуска. Эти вагоны стали строить также с металлическим кузовом и более совершенной изоляцией. Осуществлялось строительство вагонов, секций и целых поездов с машинным охлаждением и электрическим отоплением.
При оценке конструкций грузовых вагонов железных дорог СССР необходимо учитывать следующее.
В условиях планового хозяйства вагонный парк наиболее полно используется на наших железных дорогах, что наглядно свидетельствует о превосходстве социалистической системы над капиталистической. Так, среднесуточный пробег грузовых вагонов в СССР в 2,7 раза больше, чем на железных дорогах США, при значительно худшем, чем в СССР, использовании там грузоподъемности вагонов.
В послевоенный период вагоны пассажирского парка строят исключительно с цельнонесущим сварным кузовом, обладающим высокой прочностью. Большое внимание уделяется созданию хороших условий для пассажиров. Вначале строили преимущественно жесткие некупейные вагоны, а в последующем—купейные, жесткие и мягкие вагоны дальнего следования, а также местного сообщения (межобластные). Эти вагоны оборудованы приборами водяного или электрического отопления, принудительной вентиля-
13
ных грузоподъемностью 16,5 т, не сможет обеспечить перевозки грузов народного хозяйства. Поэтому в 1922—1923 гг. начинается постройка двухосных вагонов грузоподъемностью 20 т.
Индустриализация страны и развитие сельского хозяйства потребовали от железнодорожного транспорта резкого увеличения перевозок. Перед вагоностроительной промышленностью была поставлена задача в кратчайший срок разработать конструкции и наладить производство вагонов новых типов, способных с большими скоростями перевозить возрастающий поток грузов. В 1926 г. началась постройка четырехосных вагонов грузоподъемностью 50—60 т (крытые, платформы, полувагоны, цистерны, специальные) и изотермических вагонов-ледников грузоподъемностью до 30 т. В 1930 г. было организовано Центральное вагонное конструкторское бюро (ЦВКБ), возглавленное П. И. Травиным. Были разработаны нормативы для проектирования четырехосных вагонов и созданы новые конструкции большегрузных вагонов. В этих проектах предусматривалось полное изъятие древесины из несущих элементов рам, широкое применение сварки и внедрение поточного производства вагонов.
Возобновление строительства пассажирских вагонов относится к 1925 г. Вначале заводы строили пригородные вагоны длиной 14 м, рама кузова которых была металлической с хребтовой балкой. В 1928 г. был разработан пассажирский вагон длиной 20,2 м с металлической рамой кузова, усиленной шпренгелями. По такому типу проектировались и строились вагоны жесткие, мягкие, рестораны, почтовые и багажные.
В период индустриализации страны были созданы мощные вагоностроительные заводы, которые обеспечили резкое возрастание и качественное обновление вагонного парка. Увеличилось количество полувагонов, платформ, цистерн, приспособленных для перевозки массовых индустриальных грузов. Значительно возросло число изотермических вагонов. В годы довоенных пятилеток началось строительство цельнометаллических пассажирских вагонов. В 1929 г. Мытищинский завод освоил производство металлических вагонов длиной 19,31 м для электрифицированных пригородных участков железных дорог, а с 1934 г. началось строительство цельнометаллических вагонов для Московского метрополитена. Калининский и Ленинградский вагоностроительные заводы в 1937—1939 гг. спроектировали и построили опытные образцы пассажирских вагонов длиной 25—25,2 м с металлическими кузовами.
В этот период строительства вагонов сварка почти полностью вытеснила клепаные конструкции отдельных узлов, что значительно облегчило вагоны в сочетании с повышением их прочности. Большие работы в создании сварных конструкций вагонов были проведены Институтом электросварки Академии наук УССР. Широкое применение сварных конструкций вагонов в Советском Союзе было осуществлено раньше, чем в США и других странах.
В период 1925—1931 гг. были созданы лучшие по томх времени конструкции автоматических тормозов системы Ф. П. Казанцева и И. К- Матросова, которыми были оборудованы вагоны. Это позволило перейти на полное автоматическое торможение поездов. В 1941 г. изобретатель И. К. Матросов за разработанные им тормозные приборы был удостоен Государственной премии.
Начиная с 1929 г. и особенно после решения июньского (1931 г.) Пленума ЦК ВКП(б) проводились большие работы по выбору типа и созданию конструкции отечественной автосцепки. В результате теоретических и экспериментальных исследований, а также конструкторских разработок И. Н. Новикова, В. Г. Голованова, В. А. Шашкова и А. Ф. Пухова под руководством проф. В. Ф. Егорченко была создана лучшая в мире автосцепка СА-3. Начиная с 1935 г. все грузовые, а с 1937 г. и пассажирские вагоны строились с автосцепкой, а старый парк вагонов переоборудовался в плановом порядке.
12
пией с счисткой воздуха от пыли и подогревом его в зимнее время; часть вагонов имеет установки кондиционирования воздуха.
Пополнение парка пассажирских и изотермических вагонов с машинным охлаждением на железных дорогах СССР начало осуществляться также за счет выполнения наших заказов предприятиями социалистических государств — Германской Демократической Республики, Польской Народной Республики, Венгерской Народной Республики.
Дальнейшее техническое перевооружение всех отраслей железнодорожного транспорта и значительное повышение скоростей движения на железных дорогах, предусмотренные решениями XXII съезда КПСС, определили перспективы развития вагонного парка. Следовало учитывать, что в ближайшие годы должно произойти повышение массы грузовых поездов до 6000—8000 т и скорости их движения до 28—33 м/с (100—120 км/ч), а пассажирских на главных магистральных направлениях — до 33—39 м/с (120—140 км/ч) и скоростных поездов — до 44—55 м/с (160—200 км/ч).
Для этого были намечены следующие направления в развитии и модернизации конструкций вагонов: увеличение грузоподъемности и вместимости вагонов, создание специальных вагонов, широкое использование новых материалов (низколегированных сталей, алюминиевых сплавов, пластмасс), оборудование грузовых вагонов роликовыми подшипниками, усиление автосцепного устройства, усовершенствование тормозов, повышение прочности и надежности конструкций, совершенствование ходовых частей, повышение комфортабельности пассажирских вагонов, широкое применение автоматики в управлении машинами и приборами в пассажирских и рефрижераторных вагонах.
В соответствии с решениями XXIII съезда КПСС были проведены крупные мероприятия по дальнейшему развитию железнодорожного транспорта и укреплению его материально-технической базы. К 1971 г. в основном была завершена замена паровой тяги электрической и тепловозной. Железнодорожный транспорт стал получать от промышленности вагоны более совершенной конструкции.
Директивами XXIII и XXIV съездов КПСС было установлено, что основным направлением в развитии железнодорожного транспорта является увеличение пропускной и провозной способности дорог. Реализация этой задачи во многом зависит от конструкций вагонов и размеров вагонного парка.
В 1971—1975 гг. железнодорожный транспорт получил 373 тыс. магистральных грузовых вагонов, что в 1,5 раза больше, чем в предыдущий пятилетний период. Промышленный транспорт также оснащался специальными вагонами повышенной грузоподъемности. На этом этапе завершилось комплектование парка пассажирских вагонов более совершенными комфортабельными цельнометаллическими вагонами, 15,4 тыс. таких вагонов поступило за пятилетие на железнодорожный транспорт.
Большое внимание уделялось улучшению технического состояния эксплуатационного парка грузовых вагонов на основе его модернизации: оборудования букс роликовыми подшипниками, замены деревянной обшивки у полувагонов на металлическую, оборудования крытых вагонов самоуплотняющимися дверями, замены поясных тележек тележками с литыми боковыми рамами и надрессорными балками, а также замены устаревших конструкций тормозов более совершенными. В этот период были проведены обширные теоретические и экспериментальные исследования и на их базе построены опытные образцы новых пассажирских и грузовых вагонов. Калининский вагоностроительный завод построил партию вагонов поезда «Русская тройка» (РТ200), предназначенных для эксплуатации со скоростью движения 56 м/с (200 км/ч). Парк грузовых вагонов пополняется наиболее прогрессивными типами вагонов — восьмиосными полувагонами и цистернами, цельнометаллическими крытыми вагонами, новыми рефрижераторными секция-14
пией с очисткой воздуха от пыли и подогревом его в зимнее время; часть вагонов имеет установки кондиционирования воздуха.
Пополнение парка пассажирских и изотермических вагонов с машинным охлаждением на железных дорогах СССР начало осуществляться также за счет выполнения наших заказов предприятиями социалистических государств — Германской Демократической Республики, Польской Народной Республики, Венгерской Народной Республики.
Дальнейшее техническое перевооружение всех отраслей железнодорожного транспорта и значительное повышение скоростей движения на железных дорогах, предусмотренные решениями XXII съезда КПСС, определили перспективы развития вагонного парка. Следовало учитывать, что в ближайшие годы должно произойти повышение массы грузовых поездов до 6000—8000 т и скорости их движения до 28—33 м/с (100—120 км/ч), а пассажирских на главных магистральных направлениях — до 33—39 м/с (120—140 км/ч) и скоростных поездов — до 44—55 м/с (160—200 км/ч).
Для этого были намечены следующие направления в развитии и модернизации конструкций вагонов: увеличение грузоподъемности и вместимости вагонов, создание специальных вагонов, широкое использование новых материалов (низколегированных сталей, алюминиевых сплавов, пластмасс), оборудование грузовых вагонов роликовыми подшипниками, усиление автосцепного устройства, усовершенствование тормозов, повышение прочности и надежности конструкций, совершенствование ходовых частей, повышение комфортабельности пассажирских вагонов, широкое применение автоматики в управлении машинами и приборами в пассажирских и рефрижераторных вагонах.
В соответствии с решениями XXIII съезда КПСС были проведены крупные мероприятия по дальнейшему развитию железнодорожного транспорта и укреплению его материально-технической базы. К 1971 г. в основном была завершена замена паровой тяги электрической и тепловозной. Железнодорожный транспорт стал получать от промышленности вагоны более совершенной конструкции.
Директивами XXIII и XXIV съездов КПСС было установлено, что основным направлением в развитии железнодорожного транспорта является увеличение пропускной и провозной способности дорог. Реализация этой задачи во многом зависит от конструкций вагонов и размеров вагонного парка.
В 1971—1975 гг. железнодорожный транспорт получил 373 тыс. магистральных грузовых вагонов, что в 1,5 раза больше, чем в предыдущий пятилетний период. Промышленный транспорт также оснащался специальными вагонами повышенной грузоподъемности. .На этом этапе завершилось комплектование парка пассажирских вагонов более совершенными комфортабельными цельнометаллическими вагонами, 15,4 тыс. таких вагонов поступило за пятилетие на железнодорожный транспорт.
Большое внимание уделялось улучшению технического состояния эксплуатационного парка грузовых вагонов на основе его модернизации: оборудования букс роликовыми подшипниками, замены деревянной обшивки у полувагонов на металлическую, оборудования крытых вагонов самоуплотняющимися дверями, замены поясных тележек тележками с литыми боковыми рамами и надрессорными балками, а также замены устаревших конструкций тормозов более совершенными. В этот период были проведены обширные теоретические и экспериментальные исследования и на их базе построены опытные образцы новых пассажирских и грузовых вагонов. Калининский вагоностроительный завод построил партию вагонов поезда «Русская тройка» (РТ200), предназначенных для эксплуатации со скоростью движения 56 м/с (200 км/ч). Парк грузовых вагонов пополняется наиболее прогрессивными типами вагонов — восьмиосными полувагонами и цистернами, цельнометаллическими крытыми вагонами, новыми рефрижераторными секция-14
ми и автономными вагонами, платформами для перевозки большегрузных контейнеров и др.
Основными направлениями развития народного хозяйства СССР на 1976—1980 годы, утвержденными XXV съездом КПСС, предусматривались: дальнейшее увеличение пропускной и провозной способности железных дорог на грузонапряженных направлениях, средней массы (веса) грузового поезда, повышение скоростей движения грузовых и пассажирских поездов, сокращение времени оборота грузовых вагонов, поставка большого числа новых грузовых и пассажирских вагонов.
Предусматривалось также освоение производства восьмиосных полувагонов и цистерн грузоподъемностью до 125 т, а также специальных вагонов для перевозки зерна, муки, минеральных удобрений и другой продукции. Увеличивается объем перевозок грузов в контейнерах, особенно в крупнотоннажных.
Изменение структуры парка грузовых вагонов за счет пополнения его специальными и саморазгружающимися вагонами обеспечит улучшение условий перевозки грузов, сократит затраты на погрузочно-разгрузочные работы, повысит эффективность использования вагонов, обеспечит большую сохранность перевозимых грузов.
За время существования железнодорожного транспорта накоплен огромный опыт в области строительства и эксплуатации железных дорог, в том числе подвижного состава. На этой основе возникла отечественная транспортная наука и, в частности, наука о вагонах. Из теоретических исследований дореволюционного периода развития железнодорожного транспорта следует отметить следующие выдающиеся работы:
создание теории гидродинамической смазки, разработанной в 1883 г. почетным членом Петербургской академии наук Н. П. Петровым, а также его исследования взаимодействия колеса и рельса;
исследования проф. Е. Е. Нольтейна в области устойчивости вагона, трения листовых рессор и создания оригинальных систем рессорного подвешивания;
методы расчета рессор и рам кузова проф. М. В. Гололобова;
исследования в области динамики подвижного состава проф. А. А. Хо-лодецкого и др.
После Великой Октябрьской социалистической революции открылись широкие возможности в области научных изысканий. В СССР создано большое количество научно-исследовательских и проектных институтов, лабораторий. В транспортных высших учебных заведениях организована подготовка инженерных кадров, созданы кафедры и лаборатории, где научные работники и инженеры ведут глубокие теоретические и экспериментальные работы по различным вопросам совершенствования конструкций и улучшения способов эксплуатации грузовых и пассажирских вагонов. В этих работах используются достижения смежных отраслей наук и техники, опыт вагоностроения и вагонного хозяйства Советского Союза и других стран.
Важными теоретическими и экспериментальными исследованиями советских ученых в области создания конструкции вагонов являются:
работы выдающегося русского ученого Н. Е. Жуковского, положившего начало изучению продольной динамики вагонов в составе поезда;
обширные и глубокие работы в области продольной динамики поездов профессоров А. М. Годыцкого-Цвирко, В. А. Лазаряна, С. В. Вершинского и других;
исследования процессов колебания различных типов вагонов профессорами А. А. Поповым, М. В. Винокуровым, В. Б. Меделем, Н. А. Ковалевым и другими;
разработка точных и оригинальных методов расчета на прочность отдельных узлов вагона профессорами Б. Н. Горбуновым, А. А. Уманским, А. А. Поповым и другими;
15
работы по созданию научных методов проектирования и изготовлении сварных конструкций вагонов, выполненные учеными Института электросварки им. Е. О. Патона;
большие разносторонние работы по динамике и прочности вагонов, созданию совершенных конструкций вагонов и их узлов, изучению тормозных процессов в поездах, по теплотехнике, кондиционированию воздуха и электрооборудованию вагонов, изысканию материалов для вагоностроения, а также важные технико-экономические исследования по выбору типов и параметров вагонов, совершенствованию методов габаритных расчетов и /Другие, проводимые коллективами работников Всесоюзного научно-исследовательского института железнодорожного транспорта (ВНИИЖТ), Всесоюзного научно-исследовательского института вагоностроения (ВНИИВ), Московского, Ленинградского и Днепропетровского институтов железнодорожного транспорта (МИИТ, ЛИИЖТ, ДИИТ), Брянского института транспортного машиностроения (БИТМ) и другими научными коллективами.
Важное значение имеют обобщения научных исследований, содержащихся в монографиях и учебниках, в частности в курсе проф. М. А. Коротке-вича «Расчет и конструирование вагонов» и в учебнике «Вагоны», написанном коллективом авторов под редакцией проф. М. В. Винокурова [10], в монографиях «Расчет вагонов на прочность» [77], «Конструкции вагонов» [36] и др.
На базе этих исследований производится непрерывное совершенствование вагонного парка, проектируются и строятся новые грузовые и пассажирские вагоны (восьмиосные полувагоны и цистерны, цельнометаллические крытые вагоны, изотермические с машинным охлаждением, пассажирские вагоны различных назначений и др.), ведутся работы по созданию конструкций тележек для этих вагонов.
Большие задачи, поставленные перед железнодорожным транспортом по обеспечению народнохозяйственных перевозок, требуют от ученых, инженеров вагоностроения и вагонного хозяйства создания новых и модернизации существующих конструкций вагонов различных типов. Эти вагоны должны отличаться более прогрессивными технико-экономическими показателями и высокой надежностью в условиях возрастающих скоростей движения.
работы по созданию научных методов проектирования и изготовления сварных конструкций вагонов, выполненные учеными Института электросварки им. Е. О. Патона;
большие разносторонние работы по динамике и прочности вагонов, созданию совершенных конструкций вагонов и их узлов, изучению тормозных процессов в поездах, по теплотехнике, кондиционированию воздуха и электрооборудованию вагонов, изысканию материалов для вагоностроения, а также важные технико-экономические исследования по выбору типов и параметров вагонов, совершенствованию методов габаритных расчетов и другие, проводимые коллективами работников Всесоюзного научно-исследовательского института железнодорожного транспорта (ВНИИЖТ), Всесоюзного научно-исследовательского института вагоностроения (ВНИИВ), Московского, Ленинградского и Днепропетровского институтов железнодорожного транспорта (МИИТ, ЛИИЖТ, ДИИТ), Брянского института транспортного машиностроения (БИТМ) и другими научными коллективами.
Важное значение имеют обобщения научных исследований, содержащихся в монографиях и учебниках, в частности в курсе проф. М. А. Коротке-вича «Расчет и конструирование вагонов» и в учебнике «Вагоны», написанном коллективом авторов под редакцией проф. М. В. Винокурова [10], в монографиях «Расчет вагонов на прочность» [77], «Конструкции вагонов» [36] и др.
На базе этих исследований производится непрерывное совершенствование вагонного парка, проектируются и строятся новые грузовые и пассажирские вагоны (восьмиосные полувагоны и цистерны, цельнометаллические крытые вагоны, изотермические с машинным охлаждением, пассажирские вагоны различных назначений и др.), ведутся работы по созданию конструкций тележек для этих вагонов.
Большие задачи, поставленные перед железнодорожным транспортом по обеспечению народнохозяйственных перевозок, требуют от ученых, инженеров вагоностроения и вагонного хозяйства создания новых и модернизации существующих конструкций вагонов различных типов. Эти вагоны должны отличаться более прогрессивными технико-экономическими показателями и высокой надежностью в условиях возрастающих скоростей движения.
Леонид Абрамович Шадур. Иван Иванович Челноков.
Лев Николаевич Никольский, Евгений Николаевич Никольский, Петр Григорьевич Проскурнев, Георгий Алексеевич Казанский, Арон Львович Спиваковский, Владимир Федорович Девятков, Владимир Николаевич Котуранов
ВАГОНЫ
Предметный указатель составила Н. Ф. Сердюченко
Редактор И. Ф. Сердюченко
Переплет художника Г. П. Казаковцева
Технические редакторы И. Д. Муравьева, О. Н. Крайнова
Корректор Р. А. Казачкина
ИБ № 1029
Сдано в набор 18.01.80. Подписано к печати 18.08.80.	Т-14793.
Формат 70X108716. Бум. тип. № 1. Гарнитура литературная.
Высокая печать. Усл. печ. л. 38,5. Уч.-изд. л. 41.43. Тираж 15 500 экз. Зак. тип. 1752. Цена 1 р. 80 к. Изд. № 1-1-1/2 № 8981
Изд-во «ТРАНСПОРТ», 107174, Москва. Басманный туп., 6а
Московская типография № 4 Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли
129041, Москва, Б. Переяславская ул., д. 46
Глава II
ГАБАРИТЫ
II.1.	Основные определения
Одним из главных условий безопасности движения локомотивов, вагонов и иного подвижного состава является предупреждение возможности их соприкосновения со стационарными сооружениями, расположенными вблизи железнодорожного пути, или с подвижным составом, находящимся на соседнем пути. Поэтому стационарные сооружения должны располагаться на определенном расстоянии от железнодорожного пути, а подвижной состав иметь ограниченное поперечное очертание.
Таким образом, получаются два контура: контур, ограничивающий наименьшие допускаемые размеры приближения строений и путевых устройств к оси пути, — габарит приближения строений и контур, ограничивающий наибольшие допускаемые размеры поперечного сечения подвижного состава, — габарит подвижного состава. Второй контур располагается внутри первого, и между ними, имеется пространство (зазоры), за исключением опорных поверхностей колес, где оба контура совпадают.
ГОСТ 9238—73 устанавливает следующие определения для двух рассматриваемых разновидностей габарита.
Габаритом приближения строений железных дорог называется предельное поперечное перпендикулярное оси пути очертание, внутрь которого, помимо подвижного состава, не должны заходить никакие части сооружений и устройств, а также лежащие около пути материалы, запасные части и оборудование, за исключением частей устройств, предназначенных для непосредственного взаимодействия с подвижным составом (вагонных замедлителей и подвагонных толкателей в рабочем состоянии, контактных проводов с деталями крепления, хоботов гидравлических колонок при наборе воды и др.), при условии, что положение этих устройств во внутригабаритном пространстве увязано с частями подвижного состава, с которыми они могут соприкасаться, и что они не могут вызвать соприкосновения с другими элементами подвижного состава.
Габаритом подвижного состава железных дорог называется предельное поперечное перпендикулярное оси пути очертание, в котором, не выходя наружу, должен помещаться установленный на прямом горизонтальном пути как в порожнем, так и в нагруженном состоянии не только новый подвижной состав, но и имеющий максимальные нормируемые допуски и износы, за исключением бокового наклонения на рессорах.
Пространство между габаритами приближения строений и подвижного состава обеспечивает безопасные смещения вагонов, возникающие при движении поездов.
Все смещения вагона могут быть сведены к следующим четырем группам:
а)	вызываемые возможными отклонениями в состоянии пути — уширением колеи, упругим отжатием рельсов, перекосами и износом и шпал и подкладок, упругой осадкой шпал и балласта и т. п.;
б)	динамические колебания вагона, возникающие при его движении;
в)	обусловленные зазорами и износами ходовых частей и прогибом (осадкой) рессорного подвешивания от статической нагрузки;
г)	выносы частей вагона при движении в кривых.	-
17
Недостатки строительного габарита, применявшегося в СССР до 1960 г., обусловили замену его более целесообразным эксплуатационным габаритом подвижного состава, определение которого по ГОСТ 9238—73 приведено выше.
При вписывании вагона в эксплуатационный габарит подвижного состава учитывают смещения третьей и четвертой групп (см. пп. «в» и «г»).
На рис. II. 1 изображена схема построения габаритов: исходя из габарита приближения строений 1 и положения осей междупутий 2 посредством учета смещений первой и второй групп (см. пп. «а» и «б») определяют эксплуатационный габарит подвижного состава 3, по которому путем вписывания, учитывающего смещения третьей и четвертой групп (см. пп. «в» и «г»), находят строительное очертание вагона 4. Проектное очертание вагона 5 отличается от строительного дополнительным учетом технологических отклонений в размерах, допускаемых при постройке./
II.2.	Габариты вагонов
Более 120 лет назад (18 марта 1860 г), в нашей стране впервые в мире были установлены единые обязательные для всех железных дорог габариты приближения строений и подвижного состава. Эти габариты выгодно отличаются от габаритов зарубежных железных дорог, позволяя создавать вагоны с наибольшим объемом на единицу длины [69].
Введенный в 1934 г. ОСТ 6435 предусматривал для вагонов широкой колеи (1524 мм) три габарита:
0 — для вагонов, допускаемых к обращению по железным дорогам Советского Союза и соседних с ним государств;
1-В — для вагонов, обращающихся по всем железным дорогам СССР;
2-В — для вагонов, предназначенных к обращению по отдельным замкнутым направлениям.
Имелись также три габарита для локомотивов: 1-П, 1-Пб и 2-П. ГОСТ 9238—59 и 9238—73, введенные взамен прежнего стандарта, установили шесть единых для вагонов и локомотивов габаритов подвижного состава: Т, 1-Т. 0-Т, 01-Т, 02-Т и 03-Т.
Габарит Т (рис. II.2, а), имеющий наибольшие размеры ширины и высоты, предназначен для вагонов, обращающихся по отдельным замкнутым направлениям реконструированных железных дорог СССР и Монгольской Народной Республики (МНР). По основному контуру, очерченному сплошными линиями 1, строят вагоны электропоездов, а в последние годы и некоторые грузовые вагоны. Границей размещения на вагонах сигнальных устройств здесь, как и в других габаритах, является линия 2, а неответственных частей (поручней, козырьков для стока воды, щитков и др.) — штрих-пунктирная линия. По очертаниям, показанным штриховыми линиями и обозначенным буквами ас^б&вг, аа^бвг и дгех, вагоны могут строиться с разрешения Министерства путей сообщения после переустройства зданий, тоннелей и других искусственных сооружений, а для подвижного состава, обращающегося только на территории промышленных предприятий, — с разрешения соответствующего министерства или ведомства по согласованию с МПС.	*
Габарит 1-Т (рис. II.2, б) предназначен для вагонов, допускаемых к обращению по всем железным дорогам СССР и МНР. По контуру аа^бвг вагоны могут строиться после переустройства или удаления подкосов стропил и свесов крыш зданий и навесов платформ на железнодорожных станциях.
Габарит 0-Т (рис. 2, в) предусмотрен для вагонов, обращающихся по железным дорогам СССР и МНР, а также по отдельным реконструированным магистральным линиям других стран — участниц Организации сотрудничества железных дорог (ОСЖД).
19
Для обеспечения беспрепятственного обращения вагонов в странах — участницах ОСЖД проводится работа по унификации габаритов и по приведению железных дорог в соответствие с вводимыми едиными габаритами. Габарит 0-Т по классификации ОСЖД обозначается 1-ВМ.
Г а б а р и т 01-Т (рис. II.2, г), обозначаемый по классификации ССЖД 0-ВМ, предназначен для вагонов, обращающихся по всем (кроме отдельных второстепенных участков) дорогам стран — участниц ОСЖД.
Габарит 02-Т (рис. II.2, д) предусмотрен для вагонов, обращающихся по всем без исключения линиям железных дорог стран — участниц ССЖД, а также железных дорог ФРГ, Австрии, Югославии, Греции и европейской части Турции.
Габарит 03-Т (рис. II.2, е) предназначен для вагонов, допускаемых к обращению по дорогам всех стран Европы и Азии.
Нижние части габаритов Т, 1-Т и 0-Т показаны соответственно на рис. II.3, а, б и в, причем на левых половинах рисунков — для вагонов, проходящих механизированные сортировочные горки при любом положении вагонных замедлителей, а на правых — только при расторможенном положении замедлителей. В нижней части габаритов имеются три предельные линии: 1 — для обрессоренных частей кузова; 2 — для обрессорен-ной рамы телеиски и укрепленных на ней частей и 3 — для необрессоренных частей вагона. В скобках указаны размеры только для пассажирских вагонов, кроме почтовых, багажных и двухэтажных с куполом для обозрения местности.
Все грузовые вагоны строят по нижним очертаниям, позволяющим проходить механизированные сортировочные горки при любом положении вагонных замедлителей, а также пути, оборудованные устройствами для надвигания вагонов. Тележки всех грузовых вагонов, кроме проектируемых по габариту 03-Т, строят по габариту 02-Т, а вагонов габарита 03-Т — по нижнему очертанию этого габарита для любого положения вагонных замедлителей.
Все пассажирские вагоны локомотивной тяги также строят по нижним очертаниям, позволяющим проходить механизированные сортировочные горки при любом положении вагонных замедлителей, а вагоны габаритов Т и 1-Т — и устройства для надвигания. Тележки пассажирских вагонов, предназначенных для обращения по колее 1520 (1524) мм, строят по нижнему очертанию габарита 0-Т для любого положения вагонных замедлителей. Однако в тех случаях, когда вписывание в это очертание вызывает ухудшение ходовых качеств и других эксплуатационных характеристик проектируемых вагонов, можно использовать более просторное очертание габарита. Например, тележки типа КВЗ-ЦНИИ, устройство которых описано в главе VIII, рассчитаны на прохождение сортировочных горок при нерабочем (расторможенном) положении вагонных замедлителей1.
Все построенные в нашей стране за годы Советской власти железные дороги, вторые пути, линии, переведенные на электрическую тягу, подвергнутые смягчению профилей и другим видам реконструкции, а также все новые сооружения и устройства в большинстве случаев позволяют эксплуатировать вагоны и локомотивы габарита Т. Однако на сети железных дорог имеются ранее построенные сложные и дорогие искусственные сооружения (мосты, тоннели, путепроводы), препятствующие применению вездеходных вагонов габарита Т. Ограничивает использование этих вагонов и недостаточная ширина междупутий на некоторых станциях, а также размещение части сооружений на ряде дорог промышленного транспорта [69, с. 5—22]. Поэтому предусматривается реконструкция таких сооружений и устройств, что позволит перейти к широкому внедрению подвижного состава габари-
1 Более подробно о некоторых особенностях очертания габаритов и дополнительных ограничениях по отдельным размерам, а также о числовых значениях величин, входящих в помещенные ниже формулы, и примерах вписывания в габарит изложено в книгах [36, с. 329—352; 21].
21
320 300(330)
Рис. 11.3. Пижинс части габаритов подвижного состава

i- fj 11	iti	i	• *1	।	।
та Т. Большие потребные затраты и сложность осуществления реконструкции обусловливают необходимость поэтапного проведения работ с тем, чтобы вагоны габарита Т использовались сначала на отдельных первоочередных направлениях, а затем по всей сети железных дорог страны. К первоочередным направлениям отнесены Байкало-Амурская магистраль и прилегающие к ней железные дороги.
Применение габарита Т позволяет проектировать вагоны с большими объемами на единицу длины, в результате чего повышается погонная нагрузка. Согласно выполненным исследованиям [69, с. 22—29] такое повышение может достигать 40% по сравнению с погонной нагрузкой вагонов габарита 1-Т. Поскольку масса состава поезда пропорциональна погонной нагрузке вагонов, применение габарита Т позволит увеличить массу поезда без увеличения длины. В результате увеличится провозная способность железных дорог без больших затрат на удлинение станционных путей.
Проектирование вагонов по габариту Т дает также возможность эффективно использовать увеличение осевой нагрузки, поскольку повышение ее без изменения габаритов подвижного состава приводит к очень малому росту погонной нагрузки. Это объясняется тем, что в большинстве конструкций вагонов допускаемые габаритами размеры используются обычно полностью и увеличить объем кузова для использования грузоподъемности вагона с повышенными осевыми нагрузками можно лишь за счет его удлинения; в результате погонная нагрузка, а следовательно, и масса поезда возрастают незначительно.
До устранения препятствий введения габарита Т (недостаточная ширина станционных междупутий и трудности их уширения до 5300 мм; недостаточная удаленность от оси пути большинства высоких платформ; ухудшение условий пропуска вагонов с негабаритными грузами на двухпутных линиях) целесообразно применение габарита ТпР (рис. II.4, а). Этот габарит получил название промежуточного потому, что его ширина меньше, чем у габарита Т, и больше, чем у габарита 1-Т.
Для цистерн целесообразен габарит Тц (рис. 11.4,6), имеющий, как и габарит Т, наибольшую ширину 3750 мм, а наибольшую высоту 5200 мм и нижнее очертание—соответствующие габариту 1-Т. Для цистерн, построенных по такому габариту, не требуется вышеуказанного уширения станционных междупутий, поскольку наибольшую ширину эти вагоны имеют только в зоне горизонтального диаметра котла.
Введение габаритов TnV и Тц позволит сократить затраты на реконструкцию сооружений и устройств и ускорить применение вагонов, обеспечивающих существенное повышение провозной способности железных дорог
23
П.З. Вписывание вагона в габарит
При вписывании вагона в эксплуатационный габарит подвижного состава производят уменьшение горизонтальных размеров этого габарита на величину зазоров и износов ходовых частей, исчисляемых в горизонтальном направлении, и выносов частей вагона в кривых, а вертикальных размеров — на величину статического прогиба (осадки) рессорного подвешивания и измеряемых в вертикальном направлении износов ходовых частей вагона. В результате такого уменьшения получают строительные очертания вагона.
Горизонтальные смещения вагона, параллельные оси пути в одну сторону из его центрального относительно оси пути положения, обусловленные зазорами и и з н о с а м и ходовых частей, определяются формулой
Есз = sk — dr + q + w,	(П.1)
где 2sK — наибольшая ширина колеи в рассматриваемых условиях (обычно в кривой расчетного радиуса);
2dr — наименьшее расстояние между наружными гранями предельно изношенных гребней колес;
sK — dr — максимальный разбег изношенной колесной пары между рельсами (смешение из центрального положения в одну сторону); q — наибольшее возможное поперечное перемещение в направляющем сечении их центрального положения в одну сторону рамы тележки относительно колесной пары вследствие зазоров при максимальных износах в буксовом узле. Например, для букс с подшипниками скольжения оно слагается из перемещений подшипника по шейке оси, вкладыша по подшипнику, корпуса буксы по вкладышу и буксовых направляющих относительно корпуса буксы;
w — наибольшее возможное поперечное перемещение в направляющем сечении из центрального положения в одну сторону кузова относительно рамы тележки вследствие зазоров при максимальных износах и упругих колебаний в узле сочленения кузова и рамы тележки, например, смещение надрессорной балки двухосной тележки, возникающее вследствие поперечной упругости пружин центрального рессорного подвешивания или перемещений люльки, а также зазоров и износов в сочленениях пятников и подпятников.
Для некоторых основных типов существующих вагонов горизонтальные поперечные перемещения приведены ниже в табл. II.1.
Выносы частей вагона в кривых участках пути определим вначале для двухосного вагона при центральном относительно оси пути расположении его колесных пар. Такой вагон и при указанном расположении принимается в качестве эталона — расчетного вагона, по которому устанавливаются уширения габарита приближения строений в кривых.
Продольная ось кузова вагона длиной 2L (рис. II.5, о) пересекает среднюю линию пути в кривой радиуса R в точках А и В, расстояние между которыми 21 соответствует базе вагона. Поперечные сечения, проведенные через эти точки, в габаритных расчетах называют направляющими, или пятниковым и, независимо от наличия пятников в вагоне.
Как видно из рис. II.5, а, все сечения вагона, расположенные между направляющими, смещаются с оси пути внутрь кривой, а расположенные в консольных частях вагона — наружу.
Для определения смещения (выноса) увк внутрь кривой для любого сечения, расположенного на расстоянии п от направляющего сечения А, проведем через точку С, хорду C2E_LAB и соединим прямыми точками А и Е„ С2 и В. Поскольку 27? 2> 21, можно принять С2Е т 2R.
24
Рис. II.5. Схемы для определения выносов частей вагона в кривой
Из подобия треугольников СХС2В и АСХЕ следует
£<ВН __ 'П
П	2.R —"t/ВН
Пренебрегая весьма малой величиной z/BK по сравнению с 2/?, получим
=	U1-2)
Наибольшее смещение внутрь кривой имеет сечение, расположенное посередине базы вагона, т, е. при п = I. Тогда из формулы (II.2) получим
{/внтах =-Т7Г-	(И-З)
Чтобы определить вынос уиаР наружу от оси пути (рис. II.5, б) для любого сечения, расположенного на расстоянии п от ближайшего направляющего сечения, проведем через точку пересечения этого сечения с осью пути хорду ЛД II АВ.
Тогда
{/нар = С, = С3 С-о Cs С,.
Вычисляя отрезки С3СЛ и С3С4 по формуле (11.3), получим {/нар=-^=^	(П-4)
или, учитывая 2£г = 21 + 2и, определим
__ (21+п)п
с/нар 2/^
(II.5)
Наибольший вынос, получаемый при 2Ьг — 2L и п = пк, составляет
__ i-2— /2	(2Z + Пк) пк
{/нартах ~	-
(II.6)
25
Для двухосного вагона условие увк тах= г/наР тах согласно формулам (П.З) и (II.6) соответствует
Р _ L-—P
2R ~~ 2R ’
откуда
-^ = Г2«1,4.	(II.7)
Такое отношение длины кузова C2LP = 24 м) к базе вагона (2Zp = 17 м) имеет расчетный вагон, принимаемый двухосным, поэтому у него одинаковы смещения середины и концов вагона. По расчетному вагону, как указано ниже, определяют уширения габаритов приближения строений в кривой.
Вынос середины тележки с базой 2ZT, вычисляемый по формуле (П.З), составляет
(И.8)
При определении выноса середины четырехосной тележки с базой 2/т составленной из двух двухосных тележек с базой 2/т дв, вместо /‘т подставляется /?чет + /тдв-
Как видно из рис. II.5, в, наличие тележек увеличивает выносы внутрь кривой и уменьшает выносы наружу на величину г/т, т. е. наибольшие смещения тележечного вагона составляют ус = ут mas + ут и г/к = г/наР mas —  ' Ут
Для любого сечения, расположенного на расстоянии п от ближайшего направляющего сечения, выносы тележечного вагона:
внутрь кривой
наружу кривой
(21~П)П
//нар т —	~2R~	(П. 10)
Чтобы получать сравнительно небольшие выносы в миллиметрах, подставляя 21, 21т, пи R в метрах, умножим правые части формул (II.9) и (II.10) Р "	1000
на 1000 и обозначим 1000	и = k2.
Тогда эти формулы принимают вид
Уа» т = k-2 (2/ — п) п + /гр,	(II.11)
f/вар т = ^2 (2/ + Я) П — Й!-	(П.12)
При определении числовых значений kt и /г, учитывают, что для габаритов Т, 1-Т и верхней части, т. е. выше 430 мм от уровня головок рельсов, габарита 0-Т расчетным радиусом является R = 200 м, а для габаритов 01-Т, 02-Т, 03-Т и нижней части габарита 0-Т — соответственно R = 250 м. Тогда при R = 200 м получим ky = 2,5/т и /г, = 2,5.
Зная горизонтальные смещения, обусловленные зазорами и износами ходовых частей, и выносы в кривых, можно определить ограничение полуширины вписываемого в габарит вагона. При этом необходимо из суммы этих смещений вычесть уширение габарита приближения строений или увеличение расстояния между осями путей на перегонах в расчетной кривой, которое для половины ширины габарита составляет
I2
/г.,= 1000-^-,	(II. 13)
где 2/р — база расчетного вагона, м.
26
20
Наибольшая высота строительного очертания проектируемого вагона, которую он может иметь в ненагруженном состоянии, определяется верхней линией габарита подвижного состава.
Наименьшие допускаемые вертикальные размеры строительного очертания вагона, которые он может иметь в загруженном состоянии и при наличии взносов ходовых частей, измеряемых в вертикальном направлении (уменьшение толщины обода колеса, радиуса шейки оси, толщины подшипника и вкладыша буксы, толщины пятника и подпятника и т. п.) и допускаемых правилами его содержания, устанавливают путем увеличения соответствующих вертикальных размеров нижней части контура габарита подвижного состава. Дтя этой цели вертикальные размеры линий 3 (см. рис. II.3) увеличивают на величину нормируемых износов ходовых частей, линий 2 — на величину этих износов и статического прогиба (осадки) пружин буксового подвешивания груженого вагона, а линий 1 — на величину вышеуказанных износов и статического прогиба всего рессорного подвешивания от тары и полезной нагрузки вагона.
В табл. II. 1 приведены величины возможных понижений, а также горизонтальных перемещений для некоторых основных типов вагонов, оборудованных роликовыми подшипниками.
При проектировании новых вагонов величины возможных понижений и горизонтальных перемещений устанавливают в соответствии с особенностями их конструкции.
Если рамы, кузова и другие подобные элементы конструкций вагонов имеют существенные прогибы от тары и полезной нагрузки вагона, то такие прогибы также учитывают.
Проектное очертание вагона (номинальные конструктивные размеры) получают изменением размеров строительного очертания на величину допускаемых при постройке технологических отклонений. Например, наибольшая высота проектного очертания вагона получается из соответствующей высоты строительного очертания путем ее уменьшения на величину плюсового допуска высоты автосцепки и допускаемого при постройке вагона увеличения высоты кузова; ширина проектного очертания кузова равна соответствующей ширине строительного очертания, уменьшенной на итоговую величину суммарных технологических и конструктивных отклонений в горизонтальных размерах кузова: вертикальные размеры нижней части проектного очертания кузова равны соответствующим размерам строительного очертания, увеличенным на минимальный допуск высоты автосцепки .
Таблица II.1
Вид возможных перемещений	Элементы вагона	Величина возможного перемещения элементов вагонов, мм			
		грузовых			пассажирских с тележками типа квз-цнии
		четырехосных	шестиосных	восьмиосных	
Понижения	Буксы	53	53	53	45
	Рамы тележки	55	55	55	57
	Кузова	ПО	ПО	115	115
Горизонталь-	Буксы	1	1	1	1
ные попереч-	Рамы тележки	3	3	3	8
ные перемеще-	Кузова	31	30	35	54
НИЯ					
Примечание. Четырех- и восьмиосные грузовые вагоны указаны с тележками типа ЦНИИ-ХЗ-O, шестиосные — с тележками типа УВЗ-9м.
28
Уширение габарита приближения строений железных дорог СССР вычисляют по выносам расчетного вагона, имеющего 2/р = 17 м, в кривой расчетного радиуса £ = 200 м; тогда /г3 = 180 мм. Следовательно, ограничение полуширины вагона для любого поперечного сечения, расположенного между направляющими (пятниковыми) сечениями, составит
Ев = sB — dr + q + w 4- [k2 (2/ — n) n + k1 — k3],	(11.14)
а для поперечного сечения, расположенного в консольной части вагона, £h = (sk— <3г+ <7+	~21^2П—\-[k2(2l^rn)n — k1 —/г3].	(11.15)
Для направляющих сечений из формулы (11.14), полагая п = 0, получим
Ео = sK — dr + q + w + (kT —ks).	(11.16)
9/ ;
Введением в формулу (11.15) множителя —учитывается наиболее неблагоприятное для консольных частей расположение вагона в кривой, когда колеса одной тележки, движущиеся по наружному рельсу, прижаты гребнями к этому рельсу, а колеса другой тележки, движущиеся по внутреннему рельсу, — к внутреннему рельсу; в те же стороны смещены буксовые узлы и надрессорные балки соответственно одной и другой тележек, т. е. рассматривается положение наибольшего перекоса проектируемого вагона.
Формулами (11.14), (11.15) и (11.16) пользуются при вписывании вагонов в габариты Т, 1-Т и в верхнюю часть (выше 430 мм от уровня головок рельсов) габарита 0-Т. При вписывании в остальные габариты, т. е. при проектировании вагонов, пригодных для движения по зарубежным железным дорогам (кроме дорог МНР), уширение габарита приближения строений не учитывают, так как оно отсутствует в расчетной кривой этих дорог (ks = 0), но зато допускают выход частей вагона за контур габарита подвижного состава на определенную величину (75 мм в верхней части, т. е. выше 430 мм от уровня головок рельсов, и 25 мм в нижней части вагона); для очень длинных вагонов устанавливают дополнительные ограничения полуширины вписываемого вагона [21].
Если алгебраическая сумма величин, заключенных в квадратные скобки формулы (11.14) или (11.15) или в скобки формулы (11.16), окажется отрицательной, то ее не учитывают, т. е. принимают равной нулю. Отрицательная сумма свидетельствует о недоиспользовании имеющегося в кривой уширения габарита приближения строений. В этом случае расположение вписываемого вагона в кривой может не приводить к максимальному ограничению его ширины, поэтому необходимо в формулы (11.14)—(11.16) подставлять наибольшую ширину колеи не кривого, а прямого участка пути, однако с тем условием, чтобы получаемые от этого уменьшения £в, £л и £0 не превосходили соответствующих отрицательных значений в скобках.
Поскольку ширина колеи на прямом участке на 16 мм меньше ширины колеи расчетной кривой, то такое уточнение габаритного расчета, допустимое при проектировании вагонов по габаритам Т, 1-Т и 0-Т (в верхней части), позволяет увеличить ширину вагона в его консольных частях до 16 X 21 4- 2п
X —2^— мм и между направляющими сечениями до 16 мм.
Вычислив ограничения полуширины вагона, получим наибольшую ширину строительного очертания, вписываемого в габарит вагона на рассматриваемой высоте от уровня верха головок рельсов:
2В=2(ВО —£),	(11.17)
где Во — полуширина соответствующего габарита подвижного состава на рассматриваемой высоте от уровня верха головок рельсов;
£ — одно из ограничений полуширины, вычисляемое по формулам (11.14), (II.15) или (11.16) для рассматриваемой высоты.
27
Глава III
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ГРУЗОВЫХ ВАГОНОВ
III.1. Необходимость экономических исследований и выбор типов грузовых вагонов
Для всемерного повышения эффективности общественного производства, роста производительности труда и лучшего использования основных средств важное значение имеют технико-экономические исследования в области транспорта и, в частности, вагоностроения и вагонного хозяйства.
Это обусловлено тем, что стоимость парка грузовых вагонов, измеряемая многими миллиардами рублей, составляет т/7 общей стоимости основных фондов производственного назначения железнодорожного транспорта. Расходы вагонного хозяйства, состоящие преимущественно из затрат на ремонт и содержание вагонов, равны V3 всех эксплуатационных расходов железных дорог. В вагонном хозяйстве занято около V4 эксплуатационного штата железнодорожного транспорта.
Поэтому от правильного выбора типов и параметров грузовых вагонов зависит рациональное расходование крупных материальных ценностей, производительность труда на железнодорожном транспорте1.
, При выборе типов вагонов особенно важными факторами являются объем и состав грузооборота, которые отражают характер промышленного и сельскохозяйственного производства страны. За годы Советской власти вследствие индустриализации страны значительно возросли перевозки угля, руды, металла и других промышленных грузов. Результатом этого явилось существенное изменение структуры вагонного парка, в частности увеличилось удельное количество полувагонов.
Основным условием при выборе типов вагонов исходя из структуры грузооборота является обеспечение сохранности грузов. Поэтому хлебные грузы, изделия текстильной, табачной, бумажной и полиграфической промышленности перевозятся в крытых вагонах, а скоропортящиеся грузы — в изотермических.
Грузы, которые по условиям сохранности должны перевозиться в вагонах определенных типов, называют «обязательными» грузами. Остальные («необязательные») грузы могут перевозиться в вагонах различных типов.
«Необязательные» грузы распределяют между отдельными типами вагонов на основе анализа себестоимости перевозок и капитальных вложений, учитываемых совместно в виде приведенных затрат. Грузы, на перевозку которых в вагоне данного типа требуется наименьшая величина приведенных затрат, называют «желательными» для этого типа вагонов, а грузы, которые могут перевозиться, — «возможными».
«Желательные» грузы для вагона одного типа одновременно являются «возможными» для вагонов других типов. Даже для одного и того же типа вагона в зависимости от условий его эксплуатации грузы из категории «возможных» переходят в категорию «желательных» (например, для сокращения порожнего пробега вагонов).
В табл. II 1.1 в качестве примера показано распределение перевозочной работы между отдельными типами вагонов. При таком распределении учитывают также возможности перевозки грузов в контейнерах.
1 Методика выбора типов и параметров грузовых вагонов впервые наиболее полно разработана в исследованиях [52; 33; 27].
30
Поскольку для разных поперечных сечений вписываемого в габарит вагона ограничения полуширины £в и £н имеют разную величину, ширина строительного очертания вагона, вычисляемая по формуле (11.17), также получается различной; соответственно разную величину в различных поперечных сечениях имеет и ширина проектного очерта
Рис. П.6. Горизонтальная габаритная рамка строительного очертания вагона
ния вагона.
Для удобства постройки и эксплуатации вагонов стены кузова обычно выполняют плоскими. Поэтому ширину строительного и проектного очертания таких вагонов устанавливают по наибольшей величине ограничений полуширины, т. е. ширину вагона определяют по наименьшему поперечному сечению. В этом случае возможности габарита недоиспользуются, особенно вблизи направляющих сечений.
Чтобы выяснить возможность лучшего использования габарита, целесообразно строить горизонтальные и вертикальные габаритные рамки.
Горизонтальная габаритная рамка (рис. II.6) определяет наибольшую допускаемую ширину (2ВХ, 2В3 ...) строительного или проектного очертания вагона в любом его поперечном сечении по длине на расстоянии пг, п2 ... на определенной высоте.
Из рис. II.6 следует, что для наиболее полного использования габарита подвижного состава необходимо иметь минимальные ограничения полуширины вагона, а также равенства наибольших значений Еа и Ев. Это достигается целесообразным соотношением между базой 21 и длиной консоли пк вагона или между длиной кузова 2L и базой вагона [8, с. 29—31; 48].
В концевых частях вагона иногда целесообразно иметь скосы рамы и кузова. Вблизи пятниковых сечений возможно размещение стоек кузова и других деталей с большей высотой сечения, чем у подобных элементов, расположенных в иных местах вагона.
Вертикальная габаритная рамка определяет наибольшие размеры рассматриваемого поперечного сечения строительного или проектного очертания вагона. Такие вертикальные рамки целесообразно строить для концевого, направляющего (пятникового) и среднего сечений вагона. Вертикальные габаритные рамки строят также отдельно для тележек вагонов.
С габаритами и методикой вписывания вагонов в габариты железных дорог США читатель может познакомиться по литературе [105; 42, с. 17— 26; 92].
Вычисление себестоимости перевозок грузов в различных типах вагонов с капитальных вложений производят методами, изложенными в курсе «Экономика транспорта».
Для более точного решения этой задачи целесообразно при вычислении себестоимости перевозок учитывать не только затраты на передвижение вагонов в поездах, но и расходы по начальным и конечным операциям, включая издержки на погрузку и выгрузку, поскольку тип вагона существенно определяет условия выполнения погрузочно-разгрузочных операций.
При выборе типа вагона большое внимание следует уделять осуществлению условий, обеспечивающих комплексную механизацию и автоматизацию погрузочно-разгрузочных работ. Для современных, а тем более для перспективных условий необходимо повысить производительность труда, исключить тяжелый физический труд при погрузке и выгрузке. Применяемые механизмы не должны повреждать вагоны.
L.. Распределение грузооборота между различными типами вагонов, как видно из табл. III. 1, показывает, что вагонный парк должен состоять из пяти основных типов вагонов: крытых, полувагонов, платформ, цистерн и изотермических. Из этих пяти типов только полувагоны не определяются «обязательными» грузами. Однако перевозка многих грузов в полувагонах более экономична, чем в вагонах других типов, поэтому в них осуществляется около половины грузооборота железных дорог СССР.
В перечисленных пяти типах вагонов перевозятся грузы широкой номенклатуры, и в этом смысле такие вагоны можно называть универсальными. Наибольшей универсальностью, как следует из табл. III.1, обладают крытые вагоны.
Кроме универсальных вагонов, применяются также специальные вагоны, предназначенные для перевозки определенных видов грузов (цемент, кислоты, молоко, сжиженные газы, живая рыба, тяжелые и громоздкие грузы и т. п.), отличающихся особыми условиями транспортировки. Все эти грузы либо не могут перевозиться в универсальных вагонах, либо их крайне нецелесообразно перевозить в таких вагонах. Поэтому в вагонном парке имеются транспортеры, цементовозы, вагоны для перевозки скота, живой рыбы, специальные цистерны и др.
Таблица III. 1
Рас пределение перевозок грузов в % к общему грузообороту в вагонах
Род груза	крытых			платформах			полувагонах		цистернах	изо-терми- чес-кнх
	«Обязательные»	«Желательные»	«Возможные»	«Обязательные»	«Желательные»	«Возможные»	«Же.ла-тел иные»	« Возможные»	«Обязательные»	«Обязательные»
Каменный уголь	—-		22,80	—	—.	22,80	22,80	—.	—	—-
Кокс	—	—	1,04	—	—	1,04	1,04	—	—	—_
Нефтяные продукты	1,18	-—•	—	—	—	0,52	—	0,52	10,80	-—
Руда	.—	—	5,80	—	-—-	5,80	5,80	—	—	—
Черные металлы	0,27	—	2,43	1,39	3,97	—•	—•	3,97	—	-—
Лесоматериалы	2,00	0,03	3,55	1,80	7,90	—	—	7,90	—	•—-
Минерально-строительные материалы	2,66	1,00	5,24	.—	6,24	—	—	6,24	—	—
Хлебные	5,63									
Остальные	21,06	—	1,95	1,51	2,24	—	—	2,24	0,47	0,72
Итого	32,80	1,03	42,81	4,70	20,35	30,16	29,64	20,87	11,27	0,72
31
Дальнейшая специализация вагонного парка поможет еще улучшить использование грузоподъемности, обеспечить наибольшую сохранность груза, максимальную механизацию и ускорение погрузочно-разгрузочных операций, во многих случаях добиться упрощения конструкций, снижения строительной стоимости вагонов и затрат на их ремонт.
Однако при узкой специализации уменьшается возможность замены одних типов вагонов другими, усложняется регулировочная работа на железных дорогах, повышается порожний пробег вагонов, обычно увеличивается вагонный парк и растут затраты на развитие пропускной способности дорог, необходимые для данного объема перевозок, увеличиваются капитальные вложения в вагонный парк и расход металла на его постройку.
Поэтому при решении вопросов универсализации и специализации вагонного парка необходимо в каждом конкретном случае всесторонне оценивать все существенные факторы, причем не только относящиеся к железнодорожному транспорту, но и к другим отраслям народного хозяйства.
Следует также учитывать зарубежный опыт строительства универсальных и специальных вагонов. Однако при этом нельзя забывать, что железные дороги СССР свободны от свойственной капиталистическим странам конкуренции с другими видами транспорта, не имеют чрезмерного избытка парка вагонов и излишних резервов пропускной способности железных дорог. Большая дальность перевозок грузов в нашей стране может существенно сказаться на заключении о целесообразности универсализации или специализации вагонного парка по сравнению с выводами, справедливыми для зарубежных стран.
Использование специальных вагонов может быть целесообразным на отдельных замкнутых направлениях с равноценными потоками однородных грузов (например, угля и руды) или на направлениях с односторонним потоком массовых грузов, где эксплуатация универсальных вагонов не может существенно уменьшить порожний пробег в обратном направлении. Например, на некоторых направлениях перевозок может быть оправдано применение определенного количества полувагонов с глухим кузовом (без люков в полу и торцовых дверей), выгрузка из которых производится на вагоно-опрокидывателях. Такие вагоны по сравнению с полувагонами, имеющими люки и торцовые двери, отличаются меньшей тарой, уменьшенными строительной стоимостью и затратами на ремонт; себестоимость перевозок в них существенно ниже. Если число полувагонов с глухим кузовом выбрано таким, что порожний пробег вагонов на данном направлении при этом не возрастает, то специализация является выгодной.
Таким образом, можно заключить, что специальный вагон, не вызывающий существенного увеличения порожних рейсов, обычно выгоднее универсального вагона.
Иногда специальные вагоны целесообразно применять даже при возрастании порожнего пробега. Например, перевозка легковых автомобилей в специальных вагонах, имеющих форму двухъярусной платформы, по сравнению с их перевозкой в универсальных полувагонах и на обычных платформах позволяет значительно улучшить использование грузоподъемности вагонов. В результате этого сокращаются потребность в вагонах, размеры движения, себестоимость перевозок, а главное, уменьшаются приведенные затраты, хотя строительная стоимость автомобильного вагона выше, чем универсального.
Следовательно, выбор оптимальной структуры вагонного парка, т. е. количества и видов универсальных и специальных конструкций, определяется минимумом приведенных затрат народного хозяйства (железнодорожного транспорта и его клиентов).
Для железных дорог Советского Союза при наличии на ряде важнейших направлений чрезмерных размеров движения и трудностей интенсивного развития железнодорожной сети важнейшим условием, учитываемым при выборе типов вагонов и их специализации, является необходимость 32
У крытых и изотермических вагонов обычно Ф < 1, у цистерн ф = 1, а у полувагонов при загрузке их выше уровня стен (с «шапкой») ф > 1.
С учетом выражения (III.2) формула (III. 1) принимает вид
. <ш-3>
Для платформ вместо удельного объема определяют удельную площадь пола
(I,L4)
где F — полная площадь пола, м2;
Н — высота погрузки, м.
Высота погрузки для сыпучих грузов определяется высотой бортов платформы и углом естественного откоса груза с учетом его уменьшения во время движения, а для остальных грузов — очертаниями верхних линий габаритов подвижного состава.
От величины удельных объемов и удельных площадей зависит использование объема и грузоподъемности вагона, а следовательно, себестоимость перевозок, размер и стоимость парка вагонов, необходимых для данного объема перевозок.
При перевозке в вагоне одного вида груза с объемной массой р (т/м3) целесообразные удельный объем и удельная площадь составляют:
vy = — ;	(III.5)
Если вагон предназначен для перевозки различных грузов, с разными р и ф, то выбор целесообразных значений vy и fy существенно усложняется.
Расчет удельного объема и удельной площади вагона по грузам с наименьшими значениями р и ф приводит к недоиспользованию объема кузова при перевозке остальных грузов в этом вагоне. Недоиспользование объема кузова означает излишнюю затрату материала на его изготовление, т. е. излишнюю тару по сравнению с вагоном, имеющим рациональные величины vy и /у.
Если удельный объем и удельная площадь выбраны по грузам с наибольшими значениями р и ф, то при перевозке остальных грузов будет недоиспользование грузоподъемности вагона. В связи с этим потребуется большее количество вагонов для данного объема перевозок, чем при лучшем использовании грузоподъемности. Недоиспользование грузоподъемности означает также неэффективное использование несущих элементов вагонов, рассчитанных на загрузку вагона в соответствии с его грузоподъемностью.
Не приводит к удовлетворительному решению также выбор vy и /у по средневзвешенным для всего грузооборота значениям р и <р, так как при перевозке легких грузов будет недоиспользование грузоподъемности, которое нельзя компенсировать при перевозке тяжелых грузов из-за недопустимости превышения грузоподъемности, исходя из прочности элементов вагона.
Для универсальных вагонов целесообразные величины удельного объема и удельной площади часто определяют по следующей методике.
По каждому роду груза перспективного грузооборота устанавливают его удельное значение в общем грузообороте железнодорожного транспорта и определяют по формулам (III.5), (III.6) потребные для его перевозки удельный объем оуг или удельную площадь /уг, обеспечивающие полное использование объема и грузоподъемности. Сгруппировав грузы с близкими значениями цуг или fyr, определяют коэффициент использования грузоподъемности вагона X, т. е. отношение фактически по-34
увеличения провозной способности железнодорожного транспорта. Поэтому предпочтительны такие вагоны, которые возможно лучше удовлетворяют этому условию.
В парке грузовых вагонов железных дорог СССР в 1978 г. имелось (в %): крытых 22,7, полувагонов 35,0, платформ 14,6, цистерн 15,0, изотермических 2.2, специальных 10,5.
III.2. Параметры грузовых вагонов
Вагоны имеют длительный срок службы, поэтому вновь создаваемые конструкции должны удовлетворять не только существующим, но и перспективным условиям эксплуатации.
Основными параметрами вагона, характеризующими его эффективность, являются: грузоподъемность, тара (собственная масса), количество колесных пар (осность), объем кузова, площадь пола, длина и другие линейные размеры вагона. Для сравнения вагонов между собой пользуются параметрами, представляющими отношения этих величин: удельным объемом кузова, удельной площадью пола, коэффициентами тары, нагрузкой от колесной пары на рельсы, нагрузкой на метр пути (погонная нагрузка). Важными показателями, оценивающими эксплуатационные качества вагона, являются его средняя статическая и средняя динамическая нагрузки.
Правильный выбор основных параметров грузовых вагонов основывается на учете экономического развития страны, размещения производительных сил, роли железных дорог в общей системе транспорта, что находит свое выражение в объеме и составе грузооборота, дальности перевозок, величине отправок грузов, размере порожнего пробега. Кроме этих факторов, важное значение имеет уровень технического оснащения железных дорог, в частности конструкция и состояние пути и мостов, длина станционных путей, вид тяги, типы локомотивов, механизмы, применяемые при погрузочно-разгрузочных операциях, а также габариты подвижного состава, формы эксплуатации вагонов, нужды обороны страны.
Правильный выбор параметров обеспечивает наименьшие затраты общественного труда на перевозки грузов при полном обеспечении их сохранности и безопасности движения поездов.
Перечисленные факторы по-разному влияют на параметры вагона, причем некоторые зависимости имеют противоречивый характер. В связи с этим выбор оптимальных величин основных параметров вагона следует выполнять, пользуясь определяющим фактором, т. е. всесторонне оценивающим рассматриваемую задачу. Таким определяющим фактором, так же как и при выборе типов вагонов, являются приведенные затраты народного хозяйства. Минимум этих затрат соответствует наивыгоднейшим параметрам вагона.
Рассмотрим вначале понятия и значения основных параметров, а затем познакомимся с одним из методов последовательности их определения.
II 1.3. Удельный объем и удельная площадь
Удельным объемом называется отношение объема кузова к грузоподъемности вагона:
(in.»
где V — полный или геометрический объем кузова, м3:
Р — грузоподъемность вагона, т.
Кроме полного объема, различают погрузочный объем кузова
Кп = Кер,	(И 1-2)
где ср — коэффициент использования геометрического объема кузова.
2 Зак. 1752	33
груженного в вагон груза к грузоподъемности, в зависимости от величины удельного объема оу или удельной площади /у.
Для отыскания зависимостей	(vy) и лу = f2 (fy) применитель-
ио ко всей номенклатуре грузов, перевозимых в вагоне рассматриваемого типа, пользуются формулами, предложенными Л. А. Коганом [33, с. 35], согласно которым средние значения коэффициентов использования грузоподъемности составят:
Г   _____Ч~
,	1	;	(III.7)
Uy
Т _	2оп -р 2сн
-------J---------, 2яи +~—• SoH /уг-(II 1.8)
/у
где аи — удельное значение в грузообороте грузов, для которых vy пуг или /у fyr, т. е. использующих грузоподъемность вагона при данном Пу или fy;
ав — удельное значение в грузообороте грузов, для которых пу < пуг или fy < fyr, т. е. недоиспользующих грузоподъемность вагона j при данном пу или /у.
—хПри анализе грузооборота для более точного решения рассматриваемой
задачи следует учитывать перевозки, осуществляемые в грузовом направлении, поскольку в обратном направлении, где имеется большой поток порожних вагонов, использование грузоподъемности не является определяющим фактором.
На рис. III. 1 показано изменение среднего значения коэффициента использования грузоподъемности в зависимости от величины удельного объема. Как следует из формулы (Ш.7) и рис. III. 1, с возрастанием удельного объема Пу повышается средняя величина коэффициента использования грузоподъемности вагона ?vr, причем вначале это повышение происходит интенсивно, а затем медленно. Такое изменение темпа роста обусловлено
тем, что по мере увеличения пу уменьшается число грузов, для которых происходит возрастание /.„, поскольку для некоторых грузов и при малых пу
грузоподъемность используется полностью.
Увеличение удельного объема при неизменной грузоподъемности ва-
гона сопровождается возрастанием емкости кузова и, следовательно, при
прочих равных условиях повышением тары вагона Т. Увеличение иу может привести к ухудшению и другого показателя эффективности вагона —
L-ero погонной нагрузки.
Чтобы оценить положительное (повышение использования грузоподъемности) и отрицательное (возрастание тары и снижение погонной нагрузки вагона) следствия увеличения удельного объема, пользуются результирующим показателем. В качестве такого показателя некоторые исследователи принимают себестоимость перевозок. Более правильно учитывать приведенные расходы Спр, т. е. выявлять зависимость Спр = ~ f 3 fay)-
Как видно из рис. II 1.1, с увеличением удельного объема приведенные затраты сначала уменьшаются, а затем возрастают, что является
Рис. III.I. Графики зависимости коэффициента использования грузоподъемности, тары вагона и приведенных затрат от удельного объема
результатом действия ряда факторов, в том числе неодинаковых темпов роста среднего значения коэффициента использования грузоподъемности и увеличения тары Т вагона.
2*
35
Оптимальной величиной удельного объема иу опт считают величину, соответствующую минимальному значению приведенных затрат народного хозяйства.
Аналогично определяется оптимальная величина удельной площади пола платформ.
Исследования1 * показывают, что для крытых четырехосных вагонов целесообразно иметь удельный объем кузова 2 мДт. Среднее использование грузоподъемности при этом составляет 85%, тогда как у ранее построенных крытых вагонов с щ~1,5 м3/т грузоподъемность используется в среднем на 73%- Такое увеличение коэффициента использования грузоподъемности имеет важное значение, поэтому Директивами XX съезда КПСС предусмотрено пополнение парка крытыми вагонами с увеличенным объемом кузова.
- Большое значение имеет также стремление новаторов производства обеспечить уплотненную погрузку грузов, позволяющую повысить использование грузоподъемности вагонов, увеличить их статическую нагрузку.
Статическая нагрузка определяет количество груза, которое загружается в вагон. Для каждого вида груза ее можно определить по формуле
Pci = Р?ч,	(III.9)
где Р — грузоподъемность вагона;
— коэффициент использования грузоподъемности для (-го груза.
Для грузов, у которых использование грузоподъемности вагона определяется величиной объема кузова (например, объемом котла цистерны), статическую нагрузку можно вычислять по формуле
Pci^P-^-.	(III.10)
глуг
Эта формула справедлива при оу <2 оуг, поскольку из условий прочности вагона необходимо обеспечить Рсг Р.
Для некоторых грузов, перевозимых, например, в крытых вагонах, статическая нагрузка не всегда зависит от удельного объема кузова. Поэтому для таких вагонов вычисление по формуле (Ш.7) может оказаться не вполне справедливым.
Средняя статическая нагрузка для каждого типа вагона, в котором перевозятся различные грузы,
(III. 11)
Р cl
где at — абсолютное количество или доля г-го груза в общем объеме грузов, перевозимых рассматриваемым типом вагона.
Статическая нагрузка определяет количество груза в вагоне без учета расстояния его перевозки. Для учета этого расстояния пользуются другим показателем — средней динамической нагрузкой вагона рассматриваемого типа
^дин--—S ,	(Ш-12)
Vi О'! Li
где It — среднее расстояние перевозки г-го груза.
Следует отличать рассматриваемые в данной главе статические и динамические нагрузки вагона, представляющие собой величину массы груза,
1 Примеры определения оптимальных значений и /у и рекомендуемые их зна-
чения для четырех- и восьмиосных вагонов содержатся в книгах [36, с. 380—413; 5,
с. 36—48].
36
загружаемого и перевозимого в вагоне, от статических и динамических нагрузок, изучаемых в других главах учебника при оценке прочности и динамических качеств вагона и являющихся величинами сил, действующих на вагон или его части при медленно или быстро изменяющихся процессах.
1П.4. Коэффициенты тары
Снижение тары (собственной массы) вагонов является одной из важнейших задач вагоностроительной промыштенности. Это обусловлено не только большим расходом материала (преимущественно металла) на постройку вагонов, но главным образом постоянными затратами на передвижение вагонов, возрастающими с увеличением тары.
Поскольку при уменьшении тары грузовых вагонов может быть увеличена их грузоподъемность, тем самым обеспечивается возрастание провозной способности железных дорог за счет повышения массы нетто поездов. При неизменных размерах перевозок снижение тары обеспечивает сокращение парка вагонов и локомотивов, потребности в развитии пропускной способности железных дорог, в локомотивных и поездных бригадах. Если при снижении тары вагонов не повышается их грузоподъемность, то уменьшается нагрузка от колесных пар на рельсы, благодаря чему увеличивается срок службы рельсов, колес, тормозных колодок, букс. Одновременно уменьшается сопротивление движению, что при неизменной силе тяги локомотивов позволяет увеличить скорость поездов и за счет этого повысить пропускную способность железных дорог или сократить расход электроэнергии и топлива, потребляемых локомотивами. Уменьшаются также динамические усилия, что в свою очередь способствует снижению тары вагона.
Таким образом, снижение тары вагонов обеспечивает возрастание провозной способности железных дорог, экономию металла, идущего на постройку вагонов и локомотивов, экономию электроэнергии и топлива, расходуемых локомотивами, ускорение и снижение себестоимости перевозок, сокращение (в большинстве случаев) капиталовложений в вагонный и локомотивный парки и в развитие пропускной способности железных дорог.
Даже небольшое уменьшение тары вагонов сопровождается значительным эффектом, что обусловлено массовостью вагонного парка. Однако снижение тары вагонов должно осуществляться без какого-либо ущерба для безопасности движения поездов и надежности вагонов.
Если снижение тары вагона осуществляется без изменения других его параметров (грузоподъемность, объем кузова, длина и т. п.), то такое снижение тары называют абсолютным. Если же осуществляется уменьшение тары вагона, приходящейся на единицу фактически перевезенного груза с учетом порожнего пробега для грузовых вагонов или на одно пассажирское место для пассажирских вагонов, то такое снижение тары называют относительным. Абсолютное снижение тары сопровождается относительным ее уменьшением.
Эффективность снижения тары грузового вагона оценивается коэффициентами тары: техническим, погрузочным и эксплуатационным.
Технический, или конструктивный, коэффициент тары представляет собой отношение тары вагона к его грузоподъемности:
/гт=—,	(III. 13)
1 Р
где Т — тара вагона, т.
Погрузочный коэффициент тары представляет собой отношение тары к фактически используемой грузоподъемности вагона;
(Ш.14)
г Л
где X — коэффициент использования грузоподъемности вагона.
37
Оптимальной величиной удельного объема пу опт считают величину, соответствующую минимальному значению приведенных затрат народного хозяйства.
Аналогично определяется оптимальная величина удельной площади пола платформ.
Исследования1 * показывают, что для крытых четырехосных вагонов целесообразно иметь удельный объем кузова 2 м3/т. Среднее использование грузоподъемности при этом составляет 85%, тогда как у ранее построенных крытых вагонов с щ-=1,5 м3/т грузоподъемность используется в среднем на 73%. Такое увеличение коэффициента использования грузоподъемности имеет важное значение, поэтому Директивами XX съезда КПСС предусмотрено пополнение парка крытыми вагонами с увеличенным объемом кузова.
- Большое значение имеет также стремление новаторов производства обеспечить уплотненную погрузку грузов, позволяющую повысить использование грузоподъемности вагонов, увеличить их статическую нагрузку.
Статическая нагрузка определяет количество груза, которое загружается в вагон. Для каждого вида груза ее можно определить по формуле
Pci = P^i,	(III.9)
где Р — грузоподъемность вагона;
Хг — коэффициент использования грузоподъемности для r-го груза.
Для грузов, у которых использование грузоподъемности вагона определяется величиной объема кузова (например, объемом котла цистерны), статическую нагрузку можно вычислять по формуле
Pci^P-^-.	(III.10)
Uyr
Эта формула справедлива при цу <2 цуг, поскольку из условий прочности вагона необходимо обеспечить Pcl Р.
Для некоторых грузов, перевозимых, например, в крытых вагонах, статическая нагрузка не всегда зависит от удельного объема кузова. Поэтому для таких вагонов вычисление kv по формуле (II1-7) может оказаться не вполне справедливым.
Средняя статическая нагрузка для каждого типа вагона, в котором перевозятся различные грузы,
(Ш.11)
S —1— Р cl
где аг — абсолютное количество или доля r-го груза в общем объеме грузов, перевозимых рассматриваемым типом вагона.
Статическая нагрузка определяет количество груза в вагоне без учета расстояния его перевозки. Для учета этого расстояния пользуются другим показателем — средней динамической нагрузкой вагона рассматриваемого типа
рпин= -~ail; ,	(ш-12)
•Г, ai li
где It — среднее расстояние перевозки i-го груза.
Следует отличать рассматриваемые в данной главе статические и динамические нагрузки вагона, представляющие собой величину массы груза,
1 Примеры определения оптимальных значений uv и /у и рекомендуемые их зна-
чения для четырех- и восьмиосных вагонов содержатся в книгах [36, с. 380—413; 5»
с. 36—48].
36
Поскольку коэффициент использования грузоподъемности вагона при перевозке в нем различных грузов неодинаковый, возникает необходимость вычислять среднее значение погрузочного коэффициента тары для универсальных вагонов. В этом случае знаменателем формулы (III.14) должна быть средняя статическая нагрузка вагона. Так как учет расстояния перевозки грузов является существенным, средний погрузочный коэффициент тары вычисляют также по формуле
=	-	(III-18)
Г ДИН
Снижение тары вагонов достигается:
уменьшением усилий, действующих на вагон и его части (повышением статического прогиба и обеспечением оптимальных величин демпфирующих усилий, а также поперечной упругости рессорного подвешивания; уменьшением массы необрессоренных частей вагона и устранением дефектов в колесных парах; снижением центра тяжести вагона и уменьшением его смещения от вертикальной оси симметрии; уменьшением продольных нагрузок и т. п.);
целесообразными конструктивными форма-м и вагонов и их частей (применением цельнонесущих кузовов с облегченными или частично удаленными хребтовыми балками; устранением излишних запасов прочности в деталях кузова; уменьшением эксцентриситетов в узлах, соединяющих несущие элементы; рационализацией сечений и профилей; совершенствованием сварных соединений; облегчением колесных пар, букс, рессорного подвешивания, рам тележек, деталей тормозного оборудования; снижением массы деталей внутреннего оборудования вагонов и т. п.);
целесообразным выбором материалов для частей вагонов (применением низколегированных сталей, легких сплавов, пластмасс и т. п.);
совершенствованием технологии изготовления и ремонта вагонов (улучшением качества поверхности; применением поверхностного упрочнения деталей; совершенствованием технологии литья и проката; повышением качества сварки; улучшением технологии изготовления и ремонта рессор и пружин; обеспечением защиты металлических частей от коррозии и т. п.).
Важное значение для снижения тары вагонов имеет совершенствование методов расчета и испытаний вагонов и их узлов (достоверная оценка нагрузок; правильная оценка напряженного состояния; правильный выбор запасов прочности и др.). Более подробно о путях снижения тары вагонов и эффективности этого мероприятия изложено в книге [36, с. 353—379].
III.5. Грузоподъемность и погонная нагрузка вагона
•Грузоподъемность, являясь основным параметром вагона, принадлежит одновременно к важнейшим параметрам железнодорожного транспорта в целом. Чем больше грузоподъемность, тем больше производительность в*а гона, т. е. количество перевозок, выполняемых вагоном в единицу времени. Известно, что производительность вагона одновременно служит косвенным показателем производительности труда на железнодорожном транспорте.
Исследования показывают, что  увеличение грузоподъемности обычно сопровождается уменьшением приведенных затрат, хотя в отдельных случаях можно создать большегрузные конструкции, для которых эти затраты больше, чем для вагона меньшей грузоподъемности. Поэтому необходимо создавать вагоны с оптимальной грузоподъемностью, которая должна удовлетворять определяющему фактору, указанному в п. III.2.
39
(III.15)
Эксплуатационный коэффициент тары дополнительно учитывает пробеги вагона в груженом и порожнем состоянии:
г, _ Т (1 - Г^пор)
Ч— р
'ДИН
где схпоР — коэффициент порожнего пробега, равный отношению порожнего пробега вагонов данного типа к их груженому пробегу (имеется в виду порожний пробег, обусловленный недостаточной универсальностью вагона);
Рдин — средняя динамическая нагрузка груженого вагона, т.
В наибольшей степени эффективность вагона характеризуется эксплуатационным коэффициентом тары и в наименьшей — техническим.
Снижение технического коэффициента тары достигается путем уменьшения тары вагона и увеличения его грузоподъемности. Для уменьшения погрузочного коэффициента тары требуется дополнительно повышение использования грузоподъемности, а для снижения эксплуатационного коэффициента тары—также сокращение порожнего пробега путем повышения универсальности вагона. Если обеспечиваются полное использование грузоподъемности и ликвидация порожнего пробега, т. е. X = 1 и апор = О, то /гт — ku = ka. Однако для универсальных вагонов, обращающихся по всей сети железных дорог, этого достичь не удается, поэтому kg > kn > kT.
Желательно, чтобы все коэффициенты тары при прочих равных условиях имели минимальное значение и разница в их величине была возможно меньшей.
Величина коэффициентов тары зависит от рассмотренных выше удельного объема и удельной площади.
Известно, что при увеличении объема кузова V масса Т„ одних частей вагона возрастает пропорционально величине V, т. е. Tv — T„V, где Ту = т	3
= -у, а масса Тп остальных частей остается неизменной. Тогда тара вагона составит
Т = Tv + тп = Tyv + та, а технический коэффициент тары
= v =	~v •	(111 •16)
Аналогично для платформ (заменяя объем V на площадь пола F и удельный объем иу на удельную площадь /у)
^Tyh + тЛ.	(III.17)
Г
Следовательно, при увеличении удельного объема или удельной площади возрастает технический коэффициент тары.
Погрузочный коэффициент тары согласно формулам (III.13) и (III.14) составит kn = — . При увеличении цу и fy не только возрастает /гт, но, как следует из формул (II 1.7) и (III.8), повышается и коэффициент использования грузоподъемности X. Если увеличение X больше, чем feT, то погрузочный коэффициент тары при этом уменьшается, в противном случае — увеличивается.
Таким образом, снижение погрузочного коэффициента тары может быть достигнуто даже путем увеличения тары вагона. Вообще снижение погрузочного коэффициента тары можно получить разными путями: одновременным изменением всех определяющих факторов (Г, Р, vy или fy) или изменением одних при постоянном значении других. Целесообразность того или иного пути оценивают уменьшением приведенных затрат.
38
Грузоподъемность платформ вычисляется по формуле
(II 1.20) fy опт
Здесь Fra5 и опт имеют значения, аналогичные Угаб и опт.
Дальность перевозок оказывает существенное влияние на выбор грузоподъемности вагона. Известно, что расходы, непосредственно связанные с передвижением груза, прямо пропорциональны расстоянию перевозки, тогда как издержки на начально-конечные операции не зависят от расстояния перевозки грузов.
Чем больше дальность перевозки, тем большее удельное значение в общих транспортных издержках приобретают расходы на передвижение груза и тем меньше расходы на начально-конечные операции. Поэтому в странах со значительной дальностью перевозок (США, Канада и др.) применяют вагоны с большой грузоподъемностью, на передвижение которых требуются наименьшие расходы. В странах с малой дальностью перевозок (Англия, Франция, ФРГ, Бельгия и др.) большое значение имеет уменьшение расходов, не зависящих от расстояния перевозки, что достижимо и при вагонах малой грузоподъемности.
Дальность перевозок грузов.'на железных дорогах СССР является наибольшей в мире. Несмотря на осуществляемые меры по ее сокращению, дальность перевозок и в перспективе будет значительной в связи с обширностью территории нашей страны, промышленной и сельскохозяйственной специализацией ее районов. Поэтому для снижения транспортных издержек в Советском Союзе целесообразно применять вагоны большой грузоподъемности.
Величина отправок грузов также влияет на выбор грузоподъемности вагона. Существуют три вида отправок: повагонные, мелкие и контейнерные. На железных дорогах СССР мелкие отправки составляют менее 1%, а повагонные — подавляющее большинство. Анализ планов перевозок и результатов их выполнения показывает, что размеры минимальных повагонных отправок грузов, перевозимых в полувагонах и цистернах, как правило, превышают возможную грузоподъемность этих типов вагона. Несколько меньшую величину отправок имеют грузы, перевозимые в крытых вагонах и на платформах.
Однако доля малых повагонных отправок в грузообороте страны незначительна, а в перспективе в связи с дальнейшей концентрацией промышленного и сельскохозяйственного производства будет еще меньше. Малые повагонные отправки так же, как и мелкие, целесообразно перевозить в контейнерах.
Седовательно, размеры отправок грузов на железных дорогах СССР не оказывают существенных ограничений на повышение грузоподъемности вагонов. Большие размеры отправок обусловлены наличием крупных промышленных предприятий, колхозов и совхозов и плановостью ведения народного хозяйства.
Электрическая и тепловозная тяга при мощных локомотивах обеспечивает возможность значительного увеличения массы поездов, повышения провозной способности железных дорог, роста производительности труда, снижения эксплуатационных расходов железнодорожного транспорта. Одним из важных условий увеличения массы поездов является насыщение вагонного парка вагонами большой грузоподъемности.
Конструкция и состояние железнодорожного пути обусловливают величину допускаемой статической нагрузки от колесной пары на рельсы, обычно называемой осевой нагрузкой.
Допускаемую величину осевой нагрузки выбирают в зависимости от типа рельсов, количества-шпал на 1 км пути, рода_ балласта. Существенное
41
За годы Советской власти осуществлено резкое повышение грузоподъемности вагонов и связанной с ней осности вагонного парка:
1918 г. 1940 г. 1958 г. 1963 г. 1970 г. 1978 г
Средняя грузоподъем-
ность вагона, т .... 15	27	45	51	59,2	62,1
Доля четырех-, шести-и восьмиосных вагонов, %.................... 1,5	30	70	81	98,3	100
По величине и темпам роста грузоподъемности вагонов железнодорожный транспорт СССР выгодно отличается от железных дорог зарубежных стран. Если раньше наша страна по средней грузоподъемности вагона значительно отставала от США, то в 1963 г. был достигнут американский уровень. В последние годы темпы роста этого показателя у нас несколько снизились.
В западноевропейских странах средняя грузоподъемность в 2—3 раза меньше, чем в Советском Союзе. Вагоны в нашей стране более интенсивно используются, чем в зарубежных странах. Например, в СССР вагон находится в движении в 2,3 раза больше, а порожний его пробег в 1,5 раза меньше, чем в США.
Наблюдаемая во всем мире тенденция роста грузоподъемности вагонов обусловлена важными их преимуществами, к числу которых относятся: - снижение коэффициентов тары, поскольку при увеличении грузоподъемности вагона масса автосцепного устройства, автотормозного оборудования, торцовых стен кузова, ходовых частей и некоторых других элементов конструкции либо не изменяется, либо возрастает в меньшей степени, чем грузоподъемность;
• уменьшение удельного сопротивления движению [12, с. 251—252], в результате чего сокращается расход электроэнергии и топлива, потребляемых локомотивами, или повышается пропускная способность железных дорог за счет возрастания скорости движения или провозная способность за счет увеличения массы поезда;
' рациональное использование автосцепки, автотормозов, роликовых подшипников, прогрессивных видов тяги и мощных локомотивов. В связи с этим повышается масса поезда и скорость его движения;
. увеличение (в большинстве случаев) погонной нагрузки и за счет этого возрастание массы поезда при неизменной длине станционных путей и сокращение капиталовложений в развитие пропускной способности железных дорог;
-	повышение устойчивости вагона, особенно многоосного, от выжимания в поездах большой массы, что весьма существенно для порожних и мало загруженных вагонов [12, с. 183—192];
„	уменьшение капиталовложений в вагонный парк или возрастание его суммарной грузоподъемности при неизменных затратах; сокращение расхода металла на единицу грузоподъемности;
	'снижение затрат на маневровую работу, взвешивание вагонов и документальное оформление грузов;
	сокращение расходов на ремонт и содержание вагонов, отнесенных на единицу грузоподъемности.
Рассмотрим факторы, от которых зависит грузоподъемность вагонов.
Исходя из структуры грузооборота и рационального использования габаритов подвижного состава, грузоподъемность вагона
Р =	(111.19)
° у опт
где Vra6 — объем кузова, вычисленный при размерах вагона, установленных путем вписывания в габарит подвижного состава, м3;
v опт — удельный объем, выбранный в качестве оптимального для данного грузооборота, м3/т. '
40
влияние имеет грузонапряженность линии. Грузоподъемность вагона, определяемая мощностью пути, составляет
рото	(Ш.21)
l-pfeT
где ро — допускаемая осевая нагрузка, кН (тс);
то — количество колесных пар в вагоне;
/гт — технический коэффициент тары вагона.
Из формулы (III.21) следует, что увеличение грузоподъемности вагона достигается повышением допускаемой осевой нагрузки и осности вагона, а также снижением коэффициента тары.
Для повышения эффективности конструкции вагона желательна возможно бдльшая величина осевой нагрузки. Однако исходя из мощности пути и экономичности его содержания для проектируемых основных типов вагонов железных дорог СССР осевая нагрузка в настоящее время ограничена величиной 228 кН (23,25 тс).
Дальнейшее увеличение осевой нагрузки связано с необходимостью повышения мощности пути, и при том по всей сети железных дорог, поскольку основные типы вагонов являются вездеходными.
При решении вопроса о повышении осевой нагрузки необходимо учитывать, что железнодорожный путь является дорогостоящим сооружением — на путевое хозяйство приходится 47% основных фондов производственного назначения железнодорожного транспорта. Увеличение осевой нагрузки существенно повышает повреждения рельсов, главным образом по контактной усталости [100].
Значительное сопротивление контактной усталости достигается объемной закалкой рельсов, освоенной металлургической промышленностью СССР и открывающей перспективу повышения осевых нагрузок. Поэтому выполняются исследования о возможности дальнейшего увеличения осевой нагрузки до 245 кН (25 тс).
Важное значение имеет уменьшение динамических нагрузок, передающихся от колесных пар на путь, так как воздействие вагонов на путь определяется суммой статических и динамических нагрузок. Существенное влияние на путь оказывает также расстояние между колесными парами (при малом расстоянии напряжения в основной площадке земляного полотна могут превышать допускаемые).
При ограниченных возможностях значительного увеличения осевой нагрузки и уменьшения коэффициента тары основным средством повышения грузоподъемности является увеличение осности вагона. Поэтому в Советском Союзе был осуществлен переход от двухосных вагонов к четырехосным и теперь взят курс на восьмиосные конструкции.
Один из главных показателей эффективности вагона — статическая нагрузка, приходящаяся на 1 м пути, называемая погонной нагрузкой. Нагрузку, полученную делением массы брутто вагона на общую его длину, измеряемую по осям сцепления автосцепок, называют погонной нагрузкой брутто. Если разделить грузоподъемность на общую длину вагона, получим погонную нагрузку нетто. Разделив среднюю динамическую нагрузку вагона Рвпн (т) на его общую длину 2Lo6 (м), получим среднюю погонную нагрузку нетто:
?пн = -^.	(Ш-22)
^об
Повышение средней погонной нагрузки нетто при неизменной длине станционных путей позволяет увеличивать полезную массу поезда и, следовательно, повышать провозную способность железных дорог, отдалять затраты на развитие их пропускной способности.
Например, масса брутто поезда, составленного из восьмиосных полувагонов с погонной нагрузкой брутто 8,6 т/м, на 37% больше массы брутто 42
влияние имеет грузонапряженность линии. Грузоподъемность вагона, определяемая мощностью пути, составляет
р Р о то l-pfeT
(III.21)
где ро — допускаемая осевая нагрузка, кН (тс);
то — количество колесных пар в вагоне;
k7 — технический коэффициент тары вагона.
Из формулы (III.21) следует, что увеличение грузоподъемности вагона достигается повышением допускаемой осевой нагрузки и осности вагона, а также снижением коэффициента тары.
Для повышения эффективности конструкции вагона желательна возможно большая величина осевой нагрузки. Однако исходя из мощности пути и экономичности его содержания для проектируемых основных типов вагонов железных дорог СССР осевая нагрузка в настоящее время ограничена величиной 228 кН (23,25 тс).
Дальнейшее увеличение осевой нагрузки связано с необходимостью повышения мощности пути, и при том по всей сети железных дорог, поскольку основные типы вагонов являются вездеходными.
При решении вопроса о повышении осевой нагрузки необходимо учитывать, что железнодорожный путь является дорогостоящим сооружением— на путевое хозяйство приходится 47% основных фондов производственного назначения железнодорожного транспорта. Увеличение осевой нагрузки существенно повышает повреждения рельсов, главным образом по контактной усталости [1001.
Значительное сопротивление контактной усталости достигается объемной закалкой рельсов, освоенной металлургической промышленностью СССР и открывающей перспективу повышения осевых нагрузок. Поэтому выполняются исследования о возможности дальнейшего увеличения осевой нагрузки до 245 кН (25 тс).
L, Важное значение имеет уменьшение динамических нагрузок, передающихся от колесных пар на путь, так как воздействие вагонов на путь определяется суммой статических и динамических нагрузок. Существенное влияние на путь оказывает также расстояние между колесными парами (при малом расстоянии напряжения в основной площадке земляного полотна могут превышать допускаемые).
При ограниченных возможностях значительного увеличения осевой нагрузки и уменьшения коэффициента тары основным средством повышения грузоподъемности является увеличение осности вагона. Поэтому в Советском Союзе был осуществлен переход от двухосных вагонов к четырехосным и теперь взят курс на восьмиосные конструкции.
Один из главных показателей эффективности вагона — статическая нагрузка, приходящаяся на 1 м пути, называемая погонной нагрузкой. Нагрузку, полученную делением массы брутто вагона на общую его длину, измеряемую по осям сцепления автосцепок, называют погонной нагрузкой брутто. Если разделить грузоподъемность на общую длину вагона, получим погонную нагрузку нетто. Разделив среднюю динамическую нагрузку вагона Рвпн (т) на его общую длину 2Lo6 (м), получим среднюю погонную нагрузку нетто:
=	(Ш.22)
Повышение средней погонной нагрузки нетто при неизменной длине станционных путей позволяет увеличивать полезную массу поезда и, следовательно, повышать провозную способность железных дорог, отдалять затраты на развитие их пропускной способности.
Например, масса брутто поезда, составленного из восьмиосных полувагонов с погонной нагрузкой брутто 8,6 т/м, на 37% больше массы брутто 42
поезда равной длины, сформированного из четырехосных полувагонов с погонной нагрузкой брутто 6,3 т/м. При сравнении средних погонных нагрузок нетто этих вагонов полезная масса поезда увеличивается на 36%.
Если не производить пополнения вагонного парка новыми конструкциями с повышенными погонными нагрузками, а продолжать строительство прежних вагонов, то потребуется израсходовать на развитие станционных путей 1,5 млрд. руб. и 2—2,5 млн. т металла для рельсов [27, с. 246].
Кроме большой экономии капитальных вложений, увеличение погонной нагрузки вагонов обеспечивает значительное уменьшение себестоимости перевозок. Например, увеличение погонной нагрузки с 6 до 8 т/м обеспечивает сокращение эксплуатационных расходов на однопутных линиях на 6%, на двухпутных — на 5%.
Допускаемая величина погонной нагрузки брутто определяется прочностью мостов, а также устройством некоторых участков железнодорожного пути [69]. Для основных типов вагонов общесетевого обращения допускаемая погонная нагрузка брутто составляет 9 т/м. Реализация этой и большей величины нагрузки связана с необходимостью усиления некоторых мостов старой постройки, имеющих большие пролеты, и вышеуказанных участков пути. Такое усиление требует сравнительно с достигаемым эффектом небольших затрат и оно осуществляется. Поэтому в ближайшие годы можно ожидать дальнейшего повышения допускаемой погонной нагрузки и связанной с ней грузоподъемности вагона. Эта связь выражается формулой
Р<-2£о(?-?п. ,	(Ш.23)
где <7п — погонная нагрузка брутто вагона, т/м.
Учитывая выражение (III.1), получим из формулы (III.23)
9п —'
1/(1 /гт)
2Lq6 Гу
(III.24)
Рассмотрим изменение погонной нагрузки в зависимости от величины грузоподъемности вагона Р =	. Если при этом технический коэффициент
тары k,t и удельный объем иу нё изменяются, то погонная нагрузка оп воз
растает с увеличением объема кузова V и вагона 2Lo6. Увеличение объема кузова достигается увеличением его высоты, ширины и длины. Однако увеличение высоты и ширины кузова ограничено возможностями габарита подвижного состава, а удлинение кузова за определенные пределы по условиям вписывания в габарит приводит к уменьшению ширины кузова. В результате этого погонная нагрузка с увеличением грузоподъемности вначале повышается, а затем уменьшается, как это показано на рис. in.2 для полувагонов. Из графиков следует, что оптимальной грузоподъемностью, при которой достигается наибольшая погонная нагрузка, для вписываемых в габарит Т полувагонов является 135—165 т и соответственно для полувагонов габарита 1-Т 125—150 т. При выборе параметров вагонов учитывают связь между всеми величинами, входящими в формулу (III.24), как это показано ниже на рис. II 1.3.
уменьшается с увеличением длины
Рис. Ш.2. Графики изменения погонной нагрузки полувагонов в зависимости от их грузоподъемности при габаритах Т и 1-Т
43
111.6. Линейные размеры вагона
Зная удельный объем иу , удельную площадь пола Д и грузоподъемность вагона Р, можно определить геометрический объем кузова V, а для платформ — площадь пола F по формулам:
V = Pvy;	(II 1.25)
F = Pf7.	(111.26)
Внутренняя длина вагонов крытых, изотермических и полувагонов составляет
2Lb=4-’	(Ш-27)
где Fк — площадь поперечного сечения кузова, заполняемого грузом, м2.
Внутренняя длина платформы
2LB = -f-,	(III.28)
где 2Вв — внутренняя ширина платформы, м.
Длина платформы и полувагона выбирается с учетом существующих сортаментов длинномерных грузов. В частности, длину платформ и полувагонов желательно иметь кратной величине 6,6—6,7 м, соответствующей длине распространенных лесоматериалов с учетом зазоров между штабелями и стенами вагона. Исходя из условий размещения контейнеров, внутреннюю длину платформы и полувагона целесообразно принимать кратной 2170 мм. Кроме того, длина, ширина и высота полувагона должны соответствовать размерам вагоноопрокидывателей, однако в ряде случаев выгоднее размеры вагоноопрокидывателей приспосабливать к размерам полувагонов.
Для котла цистерны длину устанавливают в зависимости от его диаметра, форм днища, колпака и других частей, определяющих объем. Увеличение диаметра и уменьшение длины снижают массу котла, но уменьшают его прочность и жесткость. Увеличение диаметра котла повышает центр тяжести цистерны, а уменьшение длины обычно сокращает ее базу. Все это ведет к ухудшению устойчивости и плавности хода цистерны, что существенно для четырехосных конструкций. Пределом увеличения диаметра котла является габарит подвижного состава. Размеры же его длины обычно связаны с допускаемой погонной нагрузкой вагона, которую, как указано выше, целесообразно использовать возможно полнее.
Для ориентировочного определения диаметра котла D четырехосной цистерны с учетом перечисленных факторов может быть использована формула
П = 0,7|Ж	(II 1.29)
где V — объем котла.
Например, при объеме котла четырехосной цистерны V = 73,1 м3 вычисленный по данной формуле внутренний диаметр D = 2,93 м близок к существующему размеру 3,0 м.
Для цистерн с большим объемом котла (например, восьмиосных) диаметр, определяемый по формуле (II 1.29), превышает допустимый по условиям вписывания в габарит подвижного состава, который в данном случае является определяющим фактором.
При малых колпаках, которые имеют цистерны последних лет постройки, объем котла, вычисленный по формуле (III.25), увеличивают на 2—3% для обеспечения расширения груза при повышении температуры.
Для достижения возможно большей погонной нагрузки внутреннюю ширину и внутреннюю высоту вагона целесообразно принимать максимальными в пределах заданного габарита подвижного состава.
44
<
Исходя из обычных способов размещения существующего съемного оборудования внутреннюю ширину крытого вагона, используемого для людских перевозок, принимают равной 2760 мм. Если при проектировании подобного вагона имеется возможность осуществить значительно большую ширину и тем самым повысить эффективность конструкции, то могут быть найдены иные способы использования существующего съемного оборудования.
Для обеспечения погрузки контейнеров внутреннюю ширину полувагонов и платформ принимают не менее 2730 —2740 мм (ширина двух контейнеров грузоподъемностью 3 т или одного грузоподъемностью 5 т с учетом зазоров между контейнерами и стенами вагона).
Чтобы обеспечить лучшее использование грузоподъемности платформ при перевозке в них сыпучих грузов, необходимо увеличивать высоту бортов. Однако при этом возрастает их масса, что затрудняет открытие и закрытие. Кроме того, высота бортов выбирается с учетом возможности перевозки ряда грузов с опущенными бортами. При этом положении боковые борта не должны выходить за пределы нижнего очертания габарита подвижного состава, а торцовые борта должны размещаться в межвагонном пространстве с учетом безопасного положения человека между бортами двух платформ.
Установив внутренние размеры кузова, определяют наружные его размеры.
Наружная длина кузова
2L = 2LB + 2tzr,	(II 1.30)
где ст — толщина торцовой стены кузова, м.
Наружная ширина кузова
2В = 2Ве + 2аб,	(III.31)
где йб — толщина боковой стены, м.
В крытых вагонах учитывают также толщину боковой двери, в цистернах — наружную лестницу (если она расположена по бокам котла) и т. п.
Длина рамы кузова 2LpM у большинства конструкций вагона совпадает с длиной кузова.
Общая длина вагона составляет
2LO6 = 2LpM + 2са,	(II 1.32)
где аа — вылет автосцепки, т. е. расстояние от оси сцепления автосцепок до концевой (буферной) балки, м.
Если выбрана длина консоли пк, то база вагона
2/ = 2LpM —2ик.	(II 1.33)
Линейные размеры, вычисленные по формулам (III.27) —(Ш.ЗЗ), уточняют путем вписывания вагона в габарит и исходя из других требований, предъявляемых к вагонам. При этом целесообразно выполнять сравнительный анализ параметров и конструктивных форм вагонов, успешно эксплуатируемых на железных дорогах СССР и зарубежных стран [36. 5, 11, 2, 105].
III.7. Последовательность определения основных параметров вагона
Рассмотрим один из методов определения основных параметров грузового вагона. От других известных методов он отличается более полным удовлетворением главному требованию, согласно которому оптимальные параметры должны соответствовать минимуму приведенных затрат народного хозяйства, связанных с перевозками грузов в вагонах рассматриваемых типов и конструкций.
45
Данный метод применяется в исследованиях МИИТ при выборе параметров и конструктивных схем (осность, тип тележки, схема кузова, устройства для погрузки и выгрузки, конструкционный материал и др.) грузовых вагонов.
Приведенные затраты определяются по формуле
СПр — С + ЕаК,
(III.34)
где С — ежегодные расходы на эксплуатацию грузовых вагонов рас-
сматриваемого типа или конструкции;
£н — нормативный коэффициент эффективности капитальных вложений;
К — капиталовложения, необходимые для постройки рассматриваемых вагонов и на сооружение устройств, требующихся для их
р ‘ р	‘
гс г дин 9лн
рационального использования.
Приведенные затраты железнодорожного транспорта, зависящие от параметров вагона, могут быть выражены функцией четырех аргументов
J___d.2 . I Л8 J Г
. * х4 Rn *
(III.35)
коэффици-
Рис. Ш.З. Схема алгоритма оптимизации основных параметров грузовых вагонов
где Л], Л2,| — постоянные Лз И Л/ еНТы;
Рс — средняя статическая нагрузка вагона по формуле (III. 11);
Рдин — средняя динамическая нагрузка вагона по формуле (II 1.12);
?пн — средняя погонная нагрузка нетто по формуле (III.22);
/гп — средний погрузочный коэффициент тары по формуле (II 1.18).
Формулу (II 1.35) можно привести к функции трех независимых переменных [47]
Спр =Н2Св, 2Z, ЯЕ). (III.36)
Здесь такими независимыми переменными являются 2L в — внутренняя длина кузова вагона; 2Z — база вагона; Нв — внутренняя высота вагона.
Нахождение минимума приведенных затрат Спр mln, которому соответствуют оптимальные параметры вагона, целесообразно осуществлять по разработанному В. П. Медведевым и В. В. Лукиным алгоритму [47], схема которого показана на рис. II 1.3.
Для удобства расчетов параметров грузовых вагонов различных типов по
данному универсальному алгоритму вся исходная информация разделена на две части: не зависящая (блок /) и зависящая (блок 2) от типа и конструктивной
46
схемы вагона. Такая структура позволяет автоматизировать процесс настройки программы при переходе от одного типа рассчитываемого вагона к другому.
В блоке 3 выполняются операции, формирующие ограничители циклов варьирования независимыми аргументами 2LB, 21 и Яв.
В блоке 4 производятся операции, необходимые для организации цикла у (изменение аргумента 2LB), а в блоке 5 — цикла / (изменение аргумента 21).
Оптимизация внутренней 2Вв и наружной 2В ширины вагона исходя из лучшего использования габарита подвижного состава при рациональном соотношении длины и базы вагона [8, с. 29—31; 48] осуществляется в блоках 6 и 7.
В результате логического анализа исходной информации, зависящей от типа и конструктивной схемы вагона, в блоке 8 происходит автоматическая настройка блока формирования расчетных зависимостей для определения объема кузова V и тары Т исследуемого типа вагона. В блоке 9 организуется цикл г для определения внутренней высоты кузова Нв.
Вычисления V, Т и грузоподъемности вагона
Р^шоРо-Т,	(II 1.37)
где т0 — осность вагона;
рс — допускаемая осевая нагрузка вагона, производятся в блоке 10.
Рассматриваемый алгоритм предусматривает возможность расчета напряженного состояния конструкции с целью уточнения тары и грузоподъемности вагона (блок И).
В блоке 12 анализируется структура перевозимых грузов, для которых предназначен вагон, и определяются средние статическая Рс и динамическая Рдин нагрузки. В этом же блоке на каждом шаге цикла по числу грузов оцениваются условия, связанные с ограничением [см. формулу (IV.9)] грузоподъемностью Р.
Затем в блоке 13 определяются /гп и с/пн, а также средние значения нагрузок брутто:
осевой
Ро= /дин+_г_;	(II 1.38)
тс
погонной
- = (Ш39) ^об
Данный алгоритм позволяет правильно выбрать параметры вагона, характеризующие условия безопасного прохода вагонами сортировочных горок и кривых участков малого радиуса, а также возможность сцепления вагонов в регламентированных условиях. Эти условия формируются в блоке 14. Здесь же оценивается устойчивость вагона от выжимания продольными силами, возникающими в поезде при торможении [12, с. 183—192], и от опрокидывания при движении по кривым участкам пути. Логический анализ текущих значений рассматриваемых параметров и коэффициентов продольной и поперечной устойчивости (соответствие их нормам) на каждом шаге циклов г, у и / выполняется в блоке 15.
В блоке 16 формируются затраты измерителей Zc+к, характеризующих эксплуатационные расходы и капитальные вложения. Такие измерители являются функциями основных параметров вагона
2с + К =f(Pc, Ряин> (/пн- *п, Ро)‘	(111.40)
Эти измерители вычисляются методами, которые излагаются в курсе «Экономика транспорта».
47
В блоке 16 также вычисляются удельные сопротивления движению груженых и порожних вагонов [12, с. 245—256], которые используются при определении затрат измерителя, характеризующего расход энергии на тягу поездов.
В этом же блоке формируется расходная ставка осе-часа, необходимая для дальнейшего расчета соответствующих затрат. При вычислении этой расходной ставки, как и при определении стоимости парка вагонов, являющейся одним из основных элементов капитальных вложений, необходимо установить цену каждого варианта проектируемого вагона.
Определение цены вагона, учитывающей материальные и трудовые затраты, связанные с его изготовлением, основывается на методах, рассматриваемых в курсе «Экономика транспорта». Учитываются также специфические особенности вагоностроения и приближенные способы расчета цены вагона [8, с. 51—52]. При этом подбирают вагон-аналог, т. е. вагон, цена которого известна, а его конструктивная схема и конструкционный материал в основном сходны со схемой и материалом проектируемого вагона. Зная цену узлов вагона-аналога, можно учесть отличие цены узлов проектируемого вагона исходя из соотношения параметров сравниваемых конструкций. В качестве параметров, существенно определяющих цену узла вагона, принимают геометрические размеры, массу, число деталей или вид применяемых материалов. Если отличие сравниваемых узлов крайне велико, то по рабочим чертежам конструкции и п@ картам технологических процессов изготовления узла вычисляют затраты рабочей силы, материалов и другие статьи расходов, составляющие цену узла. При этом пользуются тарифно-квалификационными справочниками, ценниками и другими нормативными данными для условий массового производства вагонов.
При определении оптимальных параметров грузового вагона его цену Св можно представить в виде функции внутренней длины 2ДВ вагона:
СБ = о0ц 4- 2LBoln,	(III.41)
где Щ1Ц — постоянная часть цены, например, цена ходовых частей, авто-сцепного устройства, тормозного оборудования, торцовых стен кузова, днищ котла цистерны, дверей и т. п.;
Ощ — цена 1 м длины изменяемой части кузова.
Если сравниваемые кузова различаются не только длиной, но и высотой, шириной или применяемым материалом, то в формуле (III.41) вместо цены единицы длины целесообразно принять цену единицы массы конструкции.
В блоке 17 на каждом шаге циклов г, у и / определяются себестоимость перевозок грузов С, капитальные вложения К и приведенные затраты Спр.
В блоке 18 оценивается текущее значение приведенных затрат в цикле г. При разности Спр (г_г) — Спр г = ДСпр г 0 расчет выполняется в блоке 19, где осуществляется приращение внутренней высоты кузова ЛЯВ на последующем шаге цикла г 4- 1, и полученный результат проверяется на ограничение высоты.
Если ДЯВг^=0, реализуется следующий шаг г 4- 1, а при ДЯЕ1. <0 (блок 19), как и при ДСпр т < 0 (блок 18), вычисление осуществляется в блоке 20. Здесь находится минимум приведенных затрат Спр mln, который рассматривается текущим на /-м шаге следущего цикла по 21.
В блоке 21 оцениваются приведенные затраты Спр 7 на /-м шаге цикла по аргументу 21. Если Спрс,--1) — Спр , = ДСпр 7-	0, то в блоке 22
осуществляется приращение текущего значения базы вагона 21, а также производится оценка этой базы на ограничение исходя из длины кузова и минимально допустимой его консоли nK min.
В случае ДмК7- < 0 (блок 22) или ДСпр7- < 0 (блок 21) в блоке 23 выявляется минимум приведенных затрат Спр , mJn в цикле /, который рассматривается как текущий на у-м шаге следующего цикла по аргументу 2LB. После этого в блоке 24 оцениваются приведенные затраты Спрт в цик-48
гонные нагрузки нетто qnVl и брутто qn, снижается грузоподъемность Р. Следствием этого является рост приведенных затрат Спр, что также приводит к ухудшению эффективности конструкции.
Таким образом, необходимо стремиться к оптимальным параметрам вагона. Более подробно рассмотренная методика изложена в учебном пособии [49] и в статье [93].
При выборе типа вагона следует учитывать, что величина приведенных затрат, а следовательно, оптимальные параметры и конструктивная схема также зависят от структуры перевозимых грузов. В свою очередь эффективное распределение грузов по типам вагонов зависит от их конструктивной схемы и параметров. Поэтому грузы разделяют так, как указано в п. III.1, причем для распределения «необязательных» грузов на «возможные» и «желательные» определяющим фактором является величина приведенных затрат народного хозяйства, связанных с перевозками. Этот же критерий учитывают при решении задачи о распределении перевозочной работы между отдельными видами транспорта (железнодорожным, морским, речным, автомобильным, воздушным, трубопроводным).
ле 7 и при условии Спр — Спр v = АСпр v 0 в блоке 25 осуществляется приращение внутренней длины кузова 2LB v на величину принятого шага Д2ЬВ. Полученное таким образом текущее значение длины 2Лв(,,+1) оценивается на ограничение длины кузова.
Если A2LB у 0, то выполняется повторный расчет по рассмотренной последовательности для нового значения 2Ев(,1,+1). Если A2LB., < О (блок 25) или АСпр у < 0 (блок 24), то в блоке 26 устанавливаются абсолютный минимум приведенных затрат и соответствующие этому минимуму оптимальные параметры вагона.
В блоке 27 осуществляется печать полученных оптимальных параметров, а в блоке 28 выполняется приращение текущего номера конструктивного варианта и оценка его на ограничение:
и = In +1;
tmsx t(N-f- 1) — А£,у .
(III.42)
Если At л/ > 0, то выпо лняется расчет следующего N + 1 варианта конструктивной схемы вагона, а при Асд-< О вычисление заканчивается.
В МНИТ разработана программа реализации описанного алгоритма для электронной цифровой вычислительной машины (ЦВМ) типа ЕС-1033.
Для примера на рис. II 1.4 показаны построенные по результатам расче-
тов, выполненных по описанному алгоритму, графики изменения основных параметров одного из вариантов восьмиосной цистерны габарита Т для Байкало-Амурской магистрали. В качестве независимого переменного, отложенного по оси абсцисс, здесь принята общая длина вагона 2Лоб, которая согласно формулам (III.30) и (III.32) пропорциональна вышеуказанному аргументу 2ЕВ.
Если через точку, соответствующую наименьшему значению Спр, провести вертикаль, то пересечение ее с осью абсцисс установит оптимальную
величину общей длины вагона (для рассматриваемого варианта конструкции
2Lo6 опт = 17,64 м), а пересечение этой вертикали с другими графиками — целесообразные значения остальных параметров.
Подобные графики получаются и для всех других исследуемых вариантов и конструкций вагонов, причем для каждого из них получается свой минимум приведенных затрат.
Из этих графиков следует, что при длине, меньшей 2£об опт, резко уменьшается удельный объем vy котла и средняя статическая нагрузка Рс вагона, интенсивно увеличивается средний погрузочный коэффициент тары kn, снижается средняя погонная нагрузка нетто qnp. В результате этого возрастают приведенные затраты Спр и, следовательно, ухудшается эффективность конструкции.
При длине, большей 2Lo6 опт,
Рис. III.4. Графики зависимости основных технико-экономических показателей от длины вагона для одного из вариантов восьмиосной цистерны габарита Т
резко увеличиваются технический й.г и средний погрузочный kn коэффициенты тары, интенсивно уменьшаются средние по-
49
Глава IV
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА ВАГОНОВ НА ПРОЧНОСТЬ И ОЦЕНКА НАДЕЖНОСТИ ЭЛЕМЕНТОВ ВАГОННОЙ конструкции
IV.1. Нагрузки, действующие на вагон
В течение всего срока службы вагон находится под действием собственного веса, величина которого — тара — остается постоянной. Тара существующих вагонов различных конструкций приводится в справочной литературе [11], а для новых определяется при проектировании.
В периоды между загрузкой и разгрузкой вагон находится под действием веса перевозимого груза или пассажиров. Вес перевозимого груза или пассажиров называют полезной нагрузкой. Величина полезной нагрузки в отдельные периоды между загрузкой и разгрузкой может быть различной. В технико-экономических расчетах учитывают изменчивость полезной нагрузки (см. главу III). В расчетах на прочность полезную нагрузку обычно принимают постоянной, равной грузоподъемности вагона, а в некоторых случаях (расчет оси грузового вагона на действие переменных нагрузок — см. главу V) учитывают неполное использование грузоподъемности вагона.
При перевозках в вагонах жидких, сыпучих и других навальных грузов возникают гидростатические и распорные усилия, передающиеся на стены кузова вагона. В вагонах, предназначенных для перевозки таких грузов (цистерны, хопперы и т. п.), эти усилия рассматриваются как постоянно действующие. В других вагонах их учиывают как непостоянно действующие — временные.
Постоянно действующие нагрузки (не зависящие от времени) часто называют статическими.
При движении вагон и его отдельные части подвергаются действию различных, переменных во времени ди.намических сил (силы взаимодействия между вагонами и локомотивом при движении в поезде или при маневровой работе; силы, обусловленные ускорениями при трогании с места, разгоне, торможении и при колебательных процессах; силы взаимодействия с верхним строением пути, в том числе при вписывании в кривые и переходные участки пути, и др.).
Динамические силы, действующие на вагон, зависят от многих причин. В основном они зависят от режима движения поезда на перегонах и положения вагона в составе, режима движения при маневровых работах на станционных путях и горках, от состояния как рассматриваемого, так и других вагонов в составе, их фактических размеров, упругих и диссипативных свойств, особенно в рессорном подвешивании и ударно-тяговых приборах, от расположения в вагоне полезной нагрузки и, наконец, от фактического состояния рельсового пути — его геометрических параметров, также упругих и диссипативных свойств, в значительной мере зависящих от погодноклиматических условий.
В ряде случаев немаловажную роль может играть воздействие воздушной среды (сила и изменчивость ветровой нагрузки). Влияние различных условий движения, состояния пути и подвижного состава на динамические силы рассматривается в курсе «Динамика вагона» [12]. Некоторые сведения о динамических нагрузках содержатся в последующих главах данного учебника и в книге [77].
51
Рис. IV. 1. Полигоны распределения коэффициентов вертикальной динамики рессорных комплектов:
9 — центрального подвешивания тележки типа КВЗ-ЦНИИ пассажирского вагона; б — тележек грузовых вагонов; 1 — типа МТ-50; 2 — типа ЦНИИ-ХЗ-О
Рис. IV.2. Полигон распределения динамических напряжений в соединительной балке четырехосной тележки, построенный по результатам испытаний восьмиосного полувагона
Фактическое состояние подвижного состава и пути отличается от номинального; изменчивость их состояния в пределах конструктивных и эксплуатационных допусков (в связи с взносами) носит случайный, в е-роятностный характер. Поэтому и динамические силы, действующие на вагон в процессе движения, являются случайными величинами или, точнее, с л у ч а й н ы м и функциями времени или скорости. Вероятностный характер динамических сил подтверждается экспериментальными исследованиями.
Для примера на рис. IV. 1 показаны полигоны распределения коэффициентов вертикальной динамики kj,, полученные по экспериментальным данным ВНИЙЖТ и ВНИИВ для элементов тележек пассажирских и грузовых вагонов. Коэффициентом вертикальной динамики называют отношение
(IV.1)
где и РС7 — соответственно динамическая и статическая вертикальные нагрузки на рассматриваемый узел или деталь.
Ординаты вершин полигонов, как известно, являются частотами (статистическими вероятностями) наблюдаемых значений величины, находящейся в i-м интервале (разряде): 1 i т, где т — количество интервалов (разрядов), на которое разбит весь диапазон наблюденных значений kn.
Частота
рг = —,	(IV.2)
/1С
где я,- — количество наблюденных в опыте значений ka, находящихся в i-м интервале;
пс — общее число наблюденных значений йд в опыте.
На рис. IV.2 показан полигон распределения динамических напряжений в соединительной балке тележек восьмиосного полувагона, построенный по результатам испытаний [25, с. 94—ПО].
На рис. IV.3 показаны кривые плотности распределения продольных сил в поезде при различных условиях движения и разных локомотивах (кривые плотности распределения — сглаженные методами математической статистики полигоны распределения). Из характера кривых видно, что при практически одинаковых условиях эксперимента и одинаковом положении вагона в составе имеется существенное рассеяние опытных значений
52
продольных сил. Так, согласно кривой 2 измеренные значения лежат в интервале от 0,2 до 1,15 МН; по кривым 1 и 3 этот разброс еще больше.
Приведенные выше полигоны различных динамических факторов характерны тем, что они несимметричны относительно максимальных ординат и развиты в сторону наибольших значений коэффициентов динамики, напряжений или сил, частота которых очень мала; наиболее часто повторяющиеся величины этих параметров в несколько раз меньше максимальных.
Приближенные подсчеты показывают, что общее число повторений амплитуд вертикальных динамических нагрузок разных уровней, влияющих на усталостную прочность, за амортизационный срок службы вагона составляет (300 4- 600) 10е. Общее число повторений продольных усилий для грузового вагона составляет примерно (400 4- 500) 103 [12, с. 325].
Рассмотренные статические и динамические нагрузки вместе с возникающими
Рис. IV.3. Кривые плотности распределения продольных сил в средних сечениях состава массой до 6000 т из четырехосных вагонов:
1 — при трогании с места двумя электровозами ВЛ22; 2 — то же восьмиосным электровозом ВЛ8; 3 — при торможении
при торможении ЯВЛЯЮТСЯ ОСНОВНЫМИ —
они действуют на вагон большую часть времени всего срока его службы.
Вагон подвергается также ряду других воздействий, носящих обычно временный характер. Так, при механизированной загрузке и разгрузке вагон подвергается силам от погрузочных и разгрузочных устройств. Напри-
мер, при разгрузке на вагоноопрокидывателе усилия в отдельных элементах вагона существенно отличаются от усилий в них при нормальном положении вагона. Действие сил при погрузочно-разгрузочных операциях может быть принято статическим или динамическим. Так, при загрузке руды грейфером и падении крупных кусков или при открывании люков полувагонов для разгрузки сыпучих грузов на отдельные элементы вагона действуют динамиче
ские силы.
Кроме того, вагон и его части подвергаются силам, обусловленным особенностями технологии его изготовления (в процессе сборки, сварки и др.), а также ремонта (например, при подъеме кузова домкратами).
В связи с отклонениями от номинальных размеров (в пределах допусков) элементов пути и вагона и по некоторым другим причинам (движение по участкам переходных кривых и др.) вагон в целом или отдельные его части могут подвергаться самоуравновешенным системам сил, главный вектор и главный момент которых равен нулю. К таким системам сил относится, например, вертикальная кососимметричная нагрузка (см. п. VIII.7).
В расчетной практике нагрузки, действующие на вагон, приводят к следующим основным группам:
1)	вертикальная нагрузка;
2)	боковая нагрузка;
3)	продольная нагрузка;
4)	группа самоуравновешенных сил — вертикальных кососимметричных, горизонтальных от распора сыпучих грузов и др.
Вертикальная нагрузка состоит из тары, полезной и вертикальной динамической нагрузок.
Величина и характер приложения полезной нагрузки для универсальных грузовых вагонов, а также грузовых и пассажирских специального назначения указываются в техническом задании на проектирование. Для остальных пассажирских вагонов полезная нагрузка обычно опре-
53
тально, перпендикулярно продольной оси вагона. Величина центробежной силы С (Н) определяется по известной формуле
С =-Рбрг’2-,	(IV. 6)
gR
где РСр — вес брутто вагона, Н;
v — скорость движения, м/с;
R — радиус кривой, м.
Для уменьшения действия центробежной силы на подвижной состав и путь в кривых, расположенных на перегонах, наружный рельс укладывают выше внутреннего. Вследствие этого боковая нагрузка Яц (рис. IV.4) составит разность проекций сил С и Рбр на поперечную ось вагона:
Яц== Ceos <хц—Рбр sin <хц,	(IV.7)
где <хц — угол, показанный на рис. IV.4.
Ввиду малости ац можно принять
/1
cosau=l и sinan = -^—,	(IV.8)
где h — возвышение наружного рельса над внутренним;
2s — расстояние между кругами катания колесной пары. Подставляя значения (IV.8), а также выражение (IV.6) в формулу (IV.7), после преобразования получим
<IV9>
Обозначим
gt\ zs
Тогда формула (IV.9) получит вид
Нц Лц-^бр-
(IV.11)
Согласно нормам принимают для пассажирских вагонов т]ц = 0,1, для грузовых т]п = 0,075. При необходимости вычисления центробежной силы части вагона, например только кузова или только тележки, в формулу (IV.9) или (IV. 11) вместо PGP подставляют вес этой части.
Равнодействующую силу ния в формуле
2$
Рис. IV.4. Схема действия веса брутто Рбр, центробежной силы С и их составляющих по поперечной оси вагона при движении по кривой с учетом возвышения наружного рельса
д а в л е-е т р а Нъ (Н) определяют по
Яв = wF, (IV. 12) давление ветра, перпендикулярное боковой стене вагона, Па; F — площадь боковой проекции кузова1, м2.
Равнодействующую силу давления ветра прикладывают в центре тяжести этой площади параллельно поперечной оси вагона.
По нормам для расчетов на прочность принимают w = 500 Па для вагона, движущегося с установленной максимальной скоростью.
где w —

1 Для расчета платформ, полувагонов и транспортеров вместо боковой проекции кузова принимают боковую проекцию груза, погруженного с полным использованием габарита подвижного состава.
55
деляется произведением расчетной населенности вагона на вес пассажира с багажом. Для вагонов дальнего следования расчетную населенность принимают равной наибольшему числу мест, предусмотренному при эксплуатации вагона, а для вагонов пригородного, местного и межобластного сообщения — по числу мест для сидения и числу стоящих пассажиров, принимая семь стоящих пассажиров на 1 м2 свободной площади пола. При определении этой площади не учитывают площадь, занятую ногами сидящих пассажиров, шириной 0,2 м у краев диванов и включают площадь пола тамбуров, а также площадь горизонтальных проекций лестниц двухэтажных вагонов; при определении расчетной населенности второго этажа принимают четыре стоящих пассажира на 1 м2 свободной площади пола. Вес одного пассажира с багажом принимают в вагонах дальнего следования 1 кН, пригородного и местного сообщения 0,7 кН.
Вертикальную динамическую нагрузку определяют умножением приходящейся на рассчитываемую деталь статической нагрузки, вызванной собственным весом (тарой) и полезной нагрузкой, на коэффициент вертикальной динамики fe_r,, который вычисляется по следующим формулам, полученным обработкой методами математической статистики многочисленных экспериментальных данных:
для скоростей движения 14—28 м/с (50—100 км/ч)
,	, , 0,00036г;	о.
kn = а + Ъ —-----;	(IV. 3)
/ст
для скоростей движения 28—33 м/с (100-—120 км/ч) грузовых вагонов^ кроме изотермических, 28—39 м/с (100—140 км/ч) изотермических и 28— 44 м/с (100—160 км/ч) пассажирских вагонов
,	, , 0,00079(г) — 15,3)	/т.,
/гд = а4-&— -----------,	(IV-4)
/ст
где а — коэффициент 0,5 для элементов кузова, 0,10—для обрессоренных частей тележки, 0,15 — для необрессоренных частей тележки (за исключением колесных пар);
b — коэффициент, учитывающий осность вагона:
Ь = тт-Г2	(IV. 5)
2т.г	'	’
тт — число осей в тележке или в группе соединенных балансирными балками тележек под одним концом кузова вагона;
v — скорость движения, м/с;
/ст — статический прогиб рессорного подвешивания вагона от нагрузки брутто, м.
При вычислении статического прогиба ступени рессорного подвешивания учитывают нагрузку брутто, приходящуюся на рассматриваемую ступень, включая V3 ее веса.
Формулы (IV.3) и (IV.4) применимы при /ст 0,018 м лишь для рессорных подвешиваний, снабженных необходимыми демпфирующими устройствами.
Для платформ и транспортеров в величину /ст включают и прогиб рамы, если он соизмерим с прогибом рессорного подвешивания.
При отсутствии непосредственных экспериментальных данных формулу (IV.4) применяют для ориентировочной оценки коэффициента динамики и при конструкционных скоростях, больших указанных выше.
Боковая нагрузка перпендикулярна продольной плоскости симметрии вагона и обусловливается действием центробежной силы, силы давления ветра и сил динамического взаимодействия вагона и пути в горизонтальной плоскости [12].
Цетробежная сила, возникающая при движении в кривых участках пути, приложена к центру тяжести вагона и направлена горизон-54
ванных величин принимают для определения сил инерции на уровне рамы кузова вагона, а на уровне крыши (верхней части кузова) т]т = 1,5. Для промежуточных уровней щ. вычисляют по линейной интерполяции.
Силы в тормозной системе определяют исходя из максимального усилия на штоке поршня тормозного цилиндра при коэффициенте полезного действия рычажной передачи, равном единице.
Наряду с расчетами на прочность производят расчеты вагонов на устойчивость против выжимания из состава поезда. Соответствующие методы расчета, расчетные продольные силы и режимы приведены в книге [12, с. 183].
Методы определения и учета остальных нагрузок приводятся ниже при изложении расчетов на прочность отдельных частей вагонов.
IV.2. Применяемые материалы и допускаемые напряжения
Детали и узлы вагона должны выполняться так, чтобы обеспечивалась его безотказная работа в течение всего срока службы в разнообразных эксплуатационных условиях. В эксплуатации наряду с многочисленными (в основном описанными выше) механическими воздействиями элементы вагона подвергаются влиянию коррозии (атмосферной, при перевозках влажных грузов, при отпотевании в связи со сменой температур, при перевозке химически активных грузов и т. п.), абразивному износу, температурным воздействиям.
Последнее особенно существенно в связи с развитием сети железных дорог в северо-восточных областях СССР (например, БАМ). Согласно ГОСТ 15150—69, регламентирующему требования к исполнению машин, приборов и других технических изделий для различных климатических районов, эти области относятся к районам с холодным климатом (ХЛ).
Для изделий в исполнении ХЛ, в частности, требуется учитывать влияние температур максимальной + 40 °C и минимальной — 60 °C. Более подробные требования, технические условия и рекомендации для изделий в исполнении ХЛ определяются ГОСТ 14892—69, в том числе рекомендации по материалам (сталям и др.) и сварным конструкциям, разработанные Институтом электросварки им. Е. О. Патона.
Прочность, долговечность и надежность вагона в многообразных эксплуатационных условиях при наименьшей собственной массе обеспечиваются, с одной стороны, рациональными конструктивными формами деталей и узлов, с другой — применением соответствующих материалов, технологических процессов изготовления и ремонта.
Основным строительным материалом для вагонов являются н и з к о-легированные стали в виде листового, сортового, фасонного проката (в том числе холодногнутых профилей) и стальных отливок.
В связи с эксплуатационными условиями применяемые стали должны обладать достаточно высокими механическими характеристиками как при обычных, так и при низких температурах и коррозионной стойкостью. Уже в начальной стадии поражения поверхности детали коррозией снижается ее предел выносливости.
Кроме того, стали должны удовлетворять требованиям рациональной технологии изготовления и ремонта вагонов (например, пластичностью для получения штампованных и гнутых деталей). Особое значение имеет свариваемость сталей — получение электродуговой сваркой надежных сварных соединений. Следует отметить, что предел выносливости стали увеличивается пропорционально временному сопротивлению, в то время как пределы выносливости сварных соединений из сталей различной прочности (если не принять соответствующие специальные меры) практически мало различаются вследствие значительной концентрации напряжений, структурных изменений в околошовной зоне и наличия остаточных напряжений.
57
В ряде районов СССР, по которым проходит сеть железных дорог, давление ветра достигает существенно большей величины, например, по низовьям рек и побережьям морей — 700 Па, а на стокилометровой прибрежной полосе около Новороссийска — 1000 Па1. Поэтому рекомендуют производить оценку устойчивости и прочности вагонов, находящихся в покое или передвигающихся с малой скоростью, с учетом указанного повышенного давления ветра.
Продольные нагрузки вагона состоят из растягивающих и сжимающих сил взаимодействия со смежными вагонами или локомотивом, возникающих при движении поезда и маневровой работе, а также из продольных сил инерции. Теоретические исследования продольных сил рассматриваются в курсе «Динамика вагона» [12].
Для расчета вагонов на прочность в нормах установлены три расчетных режима, в каждом из которых принимаются соответствующие значения растягивающих или сжимающих сил.
По I режиму, применяемому для расчета вагонов всех типов и отображающему редко встречающиеся эксплуатационные условия (1000— 1500 раз за амортизационный срок службы вагона), продольную силу принимают равной 2,5 МН — для пассажирских вагонов сжимающей, а для грузовых как сжимающей, так и растягивающей. Режим соответствует троганию с места, осаживанию или торможению при малых скоростях. Совместно с продольной силой по этому режиму учитывают только вертикальную статическую нагрузку брутто.
По II режиму, применяемому дополнительно к первому для расчета только пассажирских вагонов и отображающему, как и первый режим, условное движение пассажирского вагона в грузовом поезде (для выяснения возможности постановки его в такие поезда), принимают продольную силу растягивающей, равной 1,5 МН. Повторяемость этой силы за срок службы грузового вагона составляет около 2 • 10“ раз и много меньше для пассажирского, так как вероятность постановки его в грузовой поезд мала. Совместно с продольной силой по этому режиму учитывают вертикальную статическую нагрузку (без полезной, т. е. тару) и вертикальную динамическую для скорости движения 14 м/с. Режим соответствует движению грузового поезда на расчетном подъеме с указанной скоростью.
По III режиму, применяемому для расчета пассажирских и грузовых вагонов, отображающему обычные эксплуатационные условия движения в соответствующих им поездах с наибольшей допустимой скоростью, продольную силу принимают как растягивающей, так и сжимающей, равной 1 МН, повторяемость которой за срок службы вагона составляет до 2,5 • 105 раз2 *. Продольная сила по этому режиму учитывается совместно с вертикальной статической нагрузкой брутто, вертикальной динамической нагрузкой, величина которой устанавливается посредством коэффициента вертикальной динамики по формуле (IV.4) при максимальных допускаемых для соответствующих вагонов скоростях движения, а также с боковой нагрузкой.
Силы, возникающие при торможении, определяют по формуле
Тв =.чАр-	(IV. 13)
Здесь	T1=g	(IV. 14)
где / — замедление при торможении;
g — ускорение свободного падения.
При плавном торможении в случае отсутствия соударений вагонов в поезде принимают г]т = 0,2, а при соударениях цт = 3,0. Вторую из ука-
1 На такое давление ветра рассчитывают гражданские сооружения, возводимые в указанных районах.
2^Повторяемости продольных сил I, II и III режимов указаны по данным учеб-
56
Рис. IV.5. Сварная модель для испытания на усталость
будет равнопрочно основному Meraj
Это отразилось, например, в том, что допускаемые напряжения для сварных соединений из различных марок сталей, рекомендуемых ГОСТ 14892—69, практически одинаковы.
Хорошие результаты достигаются оплавлением сварных швов неплавящимся (ванадиевым) электродом в среде аргона. Если затем швы подвергнуть дробеструйной обработке, то можно достигнуть того, что сварное соединение по выносливости В связи с этим ВНИИЖТ и
ВНИИВ рекомендуют для выяснения эксплуатационных качеств конструкций из вводимых новых марок сталей наряду с испытаниями малых стандартных лабораторных образцов производить усталостные и ударные испытания крупногабаритных сварных моделей (рис. IV.5) или натурных узлов как при нормальных, так и при низких температурах.
Технология изготовления и методы упрочнения опытной модели должны быть такими, какие применяются для вагонных узлов при постройке и ремонте.
На основании опыта эксплуатации и экспериментально-теоретических исследований ВНИИЖТ и ВНИИВ на ближайшее будущее рекомендуют для сталей, применяемых в вагоностроении, следующие механические характеристики: временное сопротивление разрыву ов = 500 4- 550 МПа, предел текучести от = 400 МПа, относительное удлинение 6 =21%, предел выносливости стандартного образца при изгибе o_t 210 4- 230 МПа; в стали должно быть обеспечено малое содержание вредных примесей — фосфора и серы (не более 0,03% для каждого из этих элементов). Вместе с тем должны обеспечиваться хладо- и коррозионная стойкость и другие эксплуатационные качества натурных узлов.
В зависимости от степени напряженности, вида предельного состояния (потеря прочности или потеря устойчивости) и подверженности коррозии все несущие элементы конструкции кузова могут быть разделены на ряд групп [65, с. 3—171:
I группа — несущие толстостенные элементы (детали рам и каркаса стен кузовов), предельным состоянием которых является потеря прочности. Металл для элементов этой группы должен обладать повышенными механическими характеристиками; вместе с тем к нему благодаря относительно толстостенности могут быть предъявлены менее жесткие требования по коррозионной стойкости;
II группа — тонкостенные элементы (дуги крыши, стойки, поперечные балки и другие несущие тонкостенные элементы кузовов), предельным состоянием которых также является потеря прочности. К металлу этих элементов должны быть предъявлены повышенные прочностные и антикоррозионные требования;
III группа—тонкостенные элементы (обшивка кузовов, некоторые подкрепляющие продольные элементы и т. п.), предельным состоянием которых является потеря устойчивости. В связи с малой толщиной этих элементов на их несущую способность существенное влияние оказывают коррозионные повреждения, поэтому к металлу этой группы предъявляются повышенные требования по антикоррозионным свойствам и менее жесткие по прочностным.
58
Для кузовов грузовых вагонов до настоящего времени наиболее часто применяется марганцовомедистая сталь марки 09Г2Д (ГОСТ 19282—73), имеющая вследствие присадки меди на 30% большую коррозионную стойкость, чем углеродистая сталь марки Ст 3 (ГОСТ 380—-71).
Для элементов I группы целесообразно применять преимущественно сталь марки 10Г2БД (ГОСТ 19282—73), содержащую ниобий. Механические характеристики этой стали соответствуют рекомендованным ВНИИЖТ и ВНИИВ, коррозионная стойкость такая же, как у стали марки 09Г2Д. Применение стали марки 10Г2БД вместо 09Г2Д в раме платформы позволяет, в частности, снизить ее массу на 700 кг только за счет уменьшения профиля хребтовой балки.
Для элементов I и II групп следует использовать также сталь марки 10ХНДП (ГОСТ 19282—73), механические характеристики которой весьма близки к рекомендуемым. Вместе с тем коррозионная стойкость этой стали в 2 раза больше, чем у стали марки Ст 3, что особенно важно для элементов II группы.
Представляется возможным использовать для элементов I и II групп и другие улучшенные низколегированные конструкционные стали по ГОСТ 19281—73 и 19282—73 (марок 12ХГФД, 15ХСНД и др.); условия применяемости этих сталей, особенно в сварных соединениях, исследуются соответствующими организациями промышленности и железнодорожного транспорта.
Для материалов элементов III группы, главным образом обшивки кузовов (особенно пассажирских вагонов), коррозионная стойкость имеет главное значение. Опыт ремонта кузовов пассажирских вагонов из обычной малоуглеродистой стали марки Ст 3 показывает, что затраты за срок службы вагона на вскрытие кузова для восстановления антикоррозионных покрытий и замены элементов, поврежденных коррозией, нередко превосходят стоимость нового вагона. Поэтому для обшивки и других элементов, находящихся в подобных условиях, целесообразно использовать нержавеющие стали. Большинство существующих нержавеющих сталей содержит значительное количество дефицитного никеля. Поэтому для вагоностроения разработаны и проходят испытания на опытных конструкциях безникелевые нержавеющие стали марок 12Х13Г18Д для обшивки, 10Х14АГ15 для каркаса. Опытное проектирование и постройка комбинированной конструкции, в которой элементы I и II групп выполнены из стали марки 10ХНДП, а III группы — из безникелевой нержавеющей, позволили снизить массу кузова более чем на 20%. Нержавеющие стали довольно широко используются в вагоностроении за рубежом [39].
Для литых деталей тележек грузовых вагонов, ударно-тяговых приборов взамен применявшихся углеродистых сталей марки 20Л внедряются низколегированные стали марок 20ГЛ, 20ФЛ и 20ГФЛ, содержащие марганец (Г) и ванадий (Ф). Эти стали обладают повышенной динамической прочностью. Долговечность деталей из сталей марок 20ГЛ и 20ФЛ на 30—50%, а из стали марки 20ГФЛ примерно в 2 раза больше, чем из углеродистых сталей.
Механические характеристики некоторых сталей приведены в табл. IV. 1.
По мере уменьшения дефицитности и снижения стоимости а л ю м и-ниевых сплавов одним из главных направлений эффективного облегчения тары явится применение этих сплавов в вагоностроении.
Снижение тары достигается за счет малой объемной массы алюминиевых сплавов (в 3 раза меньшей, чем у стали) при высоких механических свойствах. Для профилей из сплава марки 1915 (системы алюминий—магний — цинк) оБ = 380 4- 400 МПа, оу = 240 -у 280 МПа; для нагартованного сплава АМгб, содержащего до 6% магния (профиль, лист), сгв = 360 МПа, от = 250 МПа. Приведенные механические характеристики алюминиевых сплавов близки соответствующим характеристикам сталей.
Из-за низкого модуля упругости алюминиевых сплавов (в 3 раза меньше, чем у стали) при необходимости обеспечения требуемой жесткости кон-59
В табл. IV.2 приведены сравнительные данные для некоторых конструкционных материалов, в том числе и полимерных. Низкие значения модуля упругости пластмасс вызывают необходимость принятия дополнительных конструктивных мер для обеспечения необходимой жесткости элементов вагона.
В настоящее время полимеры используются преимущественно для изготовления внутреннего оборудования и отделки вагонов. Имеются опытные конструкции с использованием стеклопластика в несущих конструкциях: крыша крытого вагона, обшивка полувагона, котлы цистерн, элементы кузова пассажирских и рефрижераторных вагонов и др.1
Для деталей, изготовляемых из сталей и алюминиевых сплавов, в табл. IV.3 приведены применяемые в вагоностроении допускаемые напряжения2 (в МПа), которые устанавливаются для каждого элемента вагона с учетом статической, вибрационной и ударной прочности материала, а также его энергоемкости, свариваемости, чу ветвите тьности к концентрации напряжений, коррозионной стойкости, хладноломкости и т. д. Вместе с тем при назначении допускаемых напряжений учитывают ответственность и характер нагружения детали. Допускаемые напряжения, приведенные в табл. IV.3, установлены для каждого элемента в зависимости от расчетного режима нагружения. Наибольшие допускаемые напряжения приняты для I режима нагружения, обусловливающего также наибольшие расчетные напряжения, но при малой кратности их повторений, несколько меньшие — для II режима в связи с большей кратностью их повторений и существенно меньшие (примерно в 1,4—1,5 раза), чем для I, —для III режима в связи с многократностью повторения напряжений, обусловленных этим режимом.
Напряженное состояние элементов вагонных конструкций устанавливают современными методами строительной механики в широком смысле ее понимания, т. е. применяя методы сопротивления материалов, теории упругости и пластичности, строительной механики стержневых систем, теорий расчета пластин и оболочек и т. п. Если в точках элементов конструкций возникает сложное (объемное или плоское) напряженное состояние, то эквивалентные напряжения в таких точках для деталей, выполненных из пластичных материалов, подсчитывают по энергетической теории прочности, основанной на рассмотрении потенциальной энергии (формоизменения); для деталей, выполненных из хрупкого материалов, — по теории прочности Мора.
1 О материалах, применяемых в вагоностроении, см. также в книге [9, с. 67—76].
2 Для нержавеющей стали, стальных отливок и алюминиевых сплавов приведены ориентировочные значения допускаемых напряжений, находящиеся в процессе уточнения.
Таблица IV.2
Материал	Объемная масса V, т/^	Предел прочности при растяжении Се, МПа	Модуль упругости, Е-105, МПа	Отношение °в Г МПа/ц/м’)
Сталь марки 09Г2Д	7,85	450	2,10	57
Алюминиевый сплав марки 1915	2,8	390	0,70	140
Сосна	0,55	94	0,12	171
Древеснослоистый пластик ДСП-10	1,35	300	0,29	222
Стеклотекстолит	1,65	250—300	0,22	167
СВАМ (1 : 1)	1,9	480—500	0,35	260
СВАМ (10:1)	1,9	900—950	0,58	480
Примечание. В скобках указано соотношение числа продольных и поперечных слоев для слоистых материалов.
61
Таблица IV. 1
Марка стали	Временное сопротивление разрыву, МПа	Предел текучести. МПа	Относительное Удлинение, %	Ударная вязкость при —40е С, МДж/м2	Относительная атмосферная коррозионная стойкость
09Г2Д	450	310	21	0,3—0,35	1.25
10ХНДП	480	350	21	0,4	2,00
10Г2БД	520	380	21	0,4	1,25
10Х14АГ15	650	300	45	—	Неожавеющая
(лист) 12Х13Г18Д	600	350	40			»
20ГЛ	520	300	18	0.3/0,25*			
20ФЛ	550	320	18	0,3/0,25*	—
20ГФЛ	540	340	18	0.3/0,25*	—
СтЗ	380—490	250	26	0,3**	1,00
* В знаменателе указана ударная вязкость при температуре —60° С.
** Указана ударная вязкость при температуре —20° С.
струкции, ограниченной заданными габаритными размерами, не всегда можно полностью использовать преимущества малой массы и высоких прочностных характеристик этих материалов, что иногда приводит к затруднениям при проектировании кузовов пассажирских вагонов.
К положительным свойствам алюминиевых сплавов относятся их высокая стойкость против коррозии и абразивного износа, повышенная удельная энергоемкость и благодаря этому также повышенное сопротивление ударным нагрузкам. Антикоррозионные свойства позволяют не производить окраску деталей из алюминиевых сплавов.
Из алюминиевых сплавов можно прессованием получать крупногабаритные панели, замкнутые и пустотелые профили любого сечения и производить сборку вагона из крупных панелей с минимальным объемом сварочных работ.
Опыт конструирования и изготовления как вагонов в целом, так и их частей из алюминиевых сплавов показывает, что масса их может быть значительно уменьшена. Данные об их эксплуатации в СССР и за рубежом свидетельствуют об эффективности применения алюминиевых сплавов в вагоностроении [98, с. 11—12; 38].
Весьма высоких результатов по снижению тары, обеспечению надежности и долговечности вагонных конструкций можно ожидать от применения титановых сплавов, обладающих малой объемной массой (4,5 т/м3), высокой прочностью (ов = 800-4-900 МПа), коррозионной стойкостью и хорошими технологическими качествами. Модуль упругости титановых сплавов примерно вдвое меньше, чем у стали, но пока этот материал является дефицитным и дорогим.
На дальнейшее уменьшение тары и улучшение эксплуатационных: показателей вагона в будущем окажет большое влияние применение в вагоностроении полимерных материалов, пластмасс. Эти материалы обладают малой объемной массой, высокой коррозионной и биологической стойкостью (последнее особенно существенно при замене полимерами древесины), возможностью придания им необходимой расцветки без последующей дополнительной окраски. Применением полимерных материалов со слоистыми и волокнистыми наполнителями, как известно, удается получать высокие механические прочностные характеристики конструкций. Распространенным наполнителем в высокопрочных пластмассах СВАМ (1 : 1) и СВАМ (10 : 1) является стекловолокно.
Показателем пригодности материала для изготовления легких конструкций принимают отношение предела прочности к объемной массе. Большая пригодность соответствует большему значению этого показателя. 63
Условие прочности элементов вагонов выражается в следующем виде: оэ С 1а],
где оя и [о] — соответственно эквивалентное и допускаемое напряжения.
Для древесины и полимерных материалов эквивалентное напряжение не определяют, а сравнивают с допускаемыми расчетными раздельно нормальным и касательным напряжениями.
Гибкие элементы вагона (стержни каркаса, обшивка, хребтовая балка и др.) проверяют на прочность и устойчивость.
Расчеты по предусмотренным режимам производят как от нагрузок, приложенных статически, однако их динамическое и повторное действие учитывают, как отмечено выше, соответственно назначенным допускаемым напряжениям.
Расчетные режимы, нормы расчетных нагрузок и допускаемых напряжений установлены в результате обобщения многолетних теоретических и экспериментальных исследований и опыта эксплуатации вагонов. Это позволяет в подавляющем большинстве надежно решать прочностные задачи для вагонных конструкций. Однако в отдельных случаях все же наблюдаются разрушения элементов вагонов от усталости материала, а при отсутствии разрушений остается неясным вопрос: не обусловливается ли безотказная
Таблица IV.3
Наименование элемента вагона	Расчетный режим нагру же ния		Вид деформации	Углеродистые стали марок		Низколегированная сталь марки 09Г2Д	Нержавеющая сталь марки 12Х13Г18Д	Стальные отливки марок		Профили нз ал ю мини ев ы х сплавов марок		
			СтЗ, 15, 20	Ст5, 30			20ГЛ, 20ФЛ	о SX1	g^wv	1	1915
Хребтовая и	I	Растяжение,	0,9о?	—	0,850?	0,85ст	—	—	125	140	160
шкворневая		сжатие, изгиб	0,80™		0,75<jt				НО		
балки рамы ку-	II	То же		•—		0,75<jT	—	—		120	140
зова	III	»	155	-—	190	215	—	—	90	100	ПО
		Срез	95	—	115	130	—	—	—	—	—
Остальные элементы кузо-	I	Растяжение, сжатие, изгиб	0,9 От	0,9 о?	0,85о?	0,85а?	180	210	130*	145*	165*
									145	160	180
ва	II	Растяжение, сжатие, изгиб	0,8 <j.f	0,8 стт	0,8	0,8	155	180	120	130	145
		Срез	ПО	120	160	180	—.	-—	.—-	—	.—
	III	Растяжение, сжатие, изгиб	165	185	200	225	155	180	95	по	120
		Срез	100	ПО	120	135	—	—	—	—	—
Детали, те-	I и	Растяжение,	0,9 €> т	0,9 От	0,85<j?	—	—	—	—.	—	—-
лежки, за ис-	II	сжатие, изгиб									
ключением ко	III	То же	155	165	180	—	145	170	.—	—	—.
лесных пар		Срез	95	100	110	—	—-	—	—	—	—
		Смятие	140	180	180	-—	145	170	—	—	—
Детали тор-	III	Растяжение, сжатие, изгиб	130	150	160	—	135	155	—	—-			
моза											
		Срез	80	90	100	—	—	.—	—	.—.	—.
		Смятие	110	130	140	—	125	145	—	—	—-
Примечания. 1. У пассажирских вагонов для стальных элементов допускаемые напряжения I режима (отмеченные *) принимаются равными пределу текучести сгт, а для алюминиевых — значения, указанные в знаменателе.
2. Данные о пределе текучести От, а также допускаемые напряжения для рессор, пружин, заклепок и болтов см. в книге [77].
3. Перевод величии напряжений из размерности кгс/см* в МПа выполнен с погрешностью до 2%.
62
Рис. IV.6. Кривые изменения во времени напряжений в фиксированном волокне шейки оси колесной пары
работа детали избыточным запасом прочности, не соответствующим принимаемому амортизационному сроку службы вагона, и, следовательно, излишним расходом материала на деталь?
Для дальнейшего уточнения оценки прочности элемента вагона с учетом его заданной долговечности производят расчет на выносливость при неустановившемся режиме нагружения.
В курсах сопротивления материалов обычно излагают понятие усталостной прочности и в связи с этим расчеты на прочность при напряжениях, периодически меняющихся во времени. В этих расчетах предполагается, что характеристики цикла напряжений, среднее напряжение и амплитуда напряжений или максимальные или минимальные напряжения остаются постоянными во времени. Режим нагружения элементов конструкций, вызывающий в них переменные напряжения с постоянными во времени характеристиками цикла, называют установившимся, или стационар-н ы м. Если же максимальные и минимальные значения переменных напряжений изменяются во времени, то режим нагружения называют н е у с т а н о в и в ш и м с я , или неста ционарн ым. Режим нагружения деталей многих машин, в том числе подвижного состава железных дорог и ряда других конструкций, является неустано-вившимся.
Понятие стационарный или нестационарный режим нагружения в теории расчетов на усталость не следует отождествлять с понятием стационарный или нестационарный процесс в теории вероятностей, в которой, как известно, под стационарным понимается процесс, описываемый стационарной случайной функцией, например времени. Для этой функции при любом значении аргумента (времени) математическое ожидание и дисперсия (приближенно среднее значение и среднее квадратическое отклонение) постоянны, а корреляционная функция зависит только от одного аргумента (разности между двумя значениями времени [14, с. 419—462]. Как показывает статистическая обработка экспериментальных данных, изменение динамических напряжений (нестационарный режим нагружения) в элементах вагона с достаточной степенью приближения можно принимать как стационарный вероятностный процесс.
Для некоторых машин изменение экстремальных значений напряжении подчиняется определенным закономерностям, зависящим от выполняемых ими функций, т. е. режим их нагружения практически является детерминированным. Для других конструкций, например для вагонов, как отмечалось выше, режим нагружения вследствие многочисленности причин, влияющих на силы взаимодействия пути и подвижного состава, а также единиц подвижного состава между собой, носит случайный характер и описывается тем или иным статистическим законом распределения максимальных напряжений, возникающих в условиях эксплуатации (см. рис. IV. 1 — IV.3).
Кривая 1 на рис. IV.6 показывает изменение во времени нормальных напряжений в фиксированном волокне шейки оси колесной пары вагона при очень медленном движении, которое подчиняется приблизительно синусоидальному закону; кривая 2 — изменение напряжений в том же волокне при движении с некоторой эксплуатационной скоростью. Для удобства сопоставления изменения напряжений за один оборот колеса при различных скоростях движения масштаб времени t, откладываемого по оси абсцисс, для кривых 1 и 2 принят разным. Как следует из рис. IV.6, при движении с эксплуатационной скоростью (в общем случае переменной во времени) амплитуды напряжений в шейке переменны и, следовательно, режим нагружения шейки, как и оси в целом, неустановившийся. Средние напряжения в рассматриваемом примере нагружения равны нулю, и в этом смысле такое нагружение аналогично установившемуся режиму с симметричными циклами.
Описание неустановившегося режима можно представить в табличной форме:
От, с?2> • • -»	• •  »
п1г п«, ... ,ni, . . .,пъ
63
или в виде гистограммы (рис. IV.7). В табличной форме и на гистограмме через л; обозначено число повторений амплитуды напряжений величины <jj за срок службы детали. Для определенности и удобства дальнейших рассуждений ui расположено в убывающем порядке, так что <jj наибольшая, а наименьшая амплитуда напряжений.
Расчеты на прочность при неустановив-шемся режиме нагружения основываются па данных об усталостных повреждениях мате-
риала, их накоплении во времени и на поня-Рис. IV.7. Гистограмма повторений тии меры повреждения.
напряжений разного уровня	Обычно рассматривают две стадии
накопления усталостных повреждений. На первой стадии происходит накопление повреждений в отдельных зернах (кристаллитах) за счет дислокационных искажений кристаллической решетки, которые приводят к накоплению субмикроскопических трещин, сливающихся к концу первой стадии в микроскопические. Ускорению процессов повреждения в первой стадии способствуют неоднородности структуры (поры, неметаллические включения п т. п.). На второй стадии происходит прогрессирующее развитие макроскопической трещины из образовавшихся к концу первой стадии микроскопических. Соотношение длительностей первой и второй стадий может быть различным в зависимости от абсолютных размеров детали, наличия концентраторов напряжений и др.
Наличие прогрессивно развивающейся трещины недопустимо в эксплуатационных условиях. Поэтому обычно в расчетах на выносливость за полное повреждение
детали принимают состояние, при котором лишь начинается развитие макротрещины.
Для выяснения понятия меры повреждения рассмотрим сначала установившийся режим нагружения. Предположим, что за один цикл напряжений с амплитудой	в материале детали образуется повреждение, составляющее относи-
тельную долю (ДО)у полного повреждения, где j—порядковый номер цикла. Тогда относительная доля повреждения за п циклов
(IV. 15)
7=1
Если п = Ni, т. е. число циклов, при котором происходит полное повреждение при амплитуде напряжения <jj, то относительное повреждение будет равно единице:
Ni
dn.= 2 (AD)j=1 	(iv .16)
1	;__. i
Функция Dn и представляет собой меру повреждения. Она является неубывающей функцией времени, равна нулю для начального состояния материала п равна единице при полном повреждении.
Приращение меры повреждения за один цикл зависит как от амплитуды цикла, так и от степени повреждения, нанесенного действием всех предыдущих циклов.
Хотя характер повреждений материала, образующихся к концу каждой стадии, как описано выше, известен, однако процесс их развития во времени количественно не изучен. В практике расчетов наиболее широко используется предположение о равномерном приращении повреждения за каждый цикл. Это означает, что если при амплитуде напряжений С; = const, когда с(; > о_г, полное повреждение наступает при Ni циклах, то приращение меры повреждения за один цикл составит
для
(АО),-=—у~	(IV. 17)
Ni
любого / = 1, 2.. Nf.
Мера повреждения после нагружения гц циклами с амплитудой <jj составит
(А°ь- = -тг-	(IVJ8)
«я	iX'j
При неустаповившемся режиме нагружения принимается, что полное повреждение аналогично выражению (IV. 16) наступит в случае равенства единице суммы повреждений:
"1	,	, п-	nk
Ni + N2 +”’ ’и Ni + ‘" 1 Nh
(IV. 19)
(IV. 20)
или
64
Соображения, лежащие в основе условия (IV.20), называют гипотезой линейного суммирования повреждений. Эта гипотеза, высказанная еще в 1924 г. Пальмгреном, подвергалась, особенно за последние десятилетия, многочисленным экспериментальным проверкам.
Проверками установлено, что сумма относительных повреждений отклоняется от единицы и составляет
(IV.21)
где Sp. как правило, имеет значения 0,5 < sp < 2.
При этом sp уменьшается1 с увеличением разницы между наибольшими и наименьшими амплитудами напряжений и с уменьшением относительного времени действия амплитуд высокого уровня. Кроме того, выяснено, что амплитуды напряжения, меньшие предела выносливости, также могут оказывать'' повреждающее действие. Последнее объясняется экспериментально установленным при стационарном режиме нагружения явлением, заключающимся в том, что предел выносливости материала, предварительно подвергавшегося нагружениям при амплитуде о, > с_г и числе циклов, не меньшем некоторого определяемого из опыта, уменьшается по сравнению с пределом выносливости материала в исходном состоянии. Такое снижение предела выносливости приводит к тому, что наряду с амплитудами напряжений, большими исходного предела выносливости, повреждающими (при соответствующем числе циклов) становятся амплитуды напряжений, меньшие исходного предела выносливости, но большие предела выносливости поврежденного материала. Описанное снижение предела выносливости при достаточно большом суммарном числе циклов, соответствующем спектру амплитуд напряжений неустановившегося режима, может носить прогрессивный характер.
Вывод формул для расчетов на прочность при неустановившемся режиме нагружения основывается на гипотезе линейного суммирования повреждений, описанной выражением (IV.20) или (IV.21), и на уравнении кривой выносливости в форме
of2 Ni — const.
(IV. 22)
Для элементов конструкций, имеющих предел выносливости, уравнение (IV.22) записывают в следующем виде:
o^Ni=a>21 N_lt	(IV.23)
где ог- — ограниченный предел выносливости;
Ni — число циклов до разрушения при напряжении сц;
<7_г — предел выносливости;
N—1 — базовое число циклов для определения предела выносливости.
Уравнения (IV.22) и (VI.23) в координатах 1g N, 1g о представляют линейную зависимость. Показатель степени т — котангенс угла наклона прямой в указанных логарифмических координатах к отрицательному направлению оси абсцисс (рис. IV.8). Если кривая выносливости пересекает ось абсцисс (штриховая часть линии 1 на рис. IV.8), т. е. предел выносливости отсутствует, то уравнение (IV.22) записывают в виде
^Ni=a^Njt
(IV. 24)
гдео7-, Nj — ограниченный предел выносливости и соответствующее ему число циклов, приводящих к разрушению, которые выбирают по соображениям удобства
расчета.
Подставляя в выражение (IV.21) IVj, найденное из уравнения (IV.23), получим
(IV.25)
Рис. IV.8. Графики к расчету на прочность при неустановившемся режиме:
1 — кривая выносливости: 2 — гистограмма повторений расчетных напряжений
откуда
1 Подробно о значениях sp изложено в
[83, с. 176], где эта величина обозначена ар.
3 Зак. 1752
65
принимают omln = &пс-1д> где &п — число, определяющее нижнюю границу повреждающих напряжений; обычно принимают 0,5 kn < 1.
Если амплитуды напряжений изменяются непрерывно, то условие полного повреждения записывают в форме
Лс
С dni
j — =sp.	(IV.33)
о
где Nc — суммарное количество циклов, вызывающих накопление усталостных повреждений.
Пусть изменения амплитуд ог- имеют случайный характер и Ф (сг) — функция распределения величины О/. Тогда число циклов величин о < Oj составит
пг = Д/сФ(ог),	(IV. 34)
откуда
dni = Nc
с'(Т> (ог-) dot
dot,
(IV. 35)
или
dnt = Ncf(Ci) dait
(IV.36)
б/Ф (o';) где '	=	--- — плотность распределения величины
Подставляя выражение (IV.36) и из уравнения (IV.23) в условие (IV.33), получим
°тах
f Nc
oPf(Oj) dot
—ГП я ?	к
(IV. 37)
°min откуда аналогично формуле (IV.27)
°тах
op f (Oj) dot .
(IV. 38)

Пояснения к формуле (IV.27) относительно sp, т, и с.- сохраняются и применительно к формуле (IV.38).
После определения оэ по формуле (IV.38) запас усталостной прочности, как и ранее, вычисляют по формуле (IV.30).
Формулы (IV.27), (IV.38) и (IV.30) получены для случая переменного режима нагружения, вызывающего в детали нормальные напряжения. В случае нагружения, вызывающего касательные напряжения, например при неустановившемся режиме кручения, все предпосылки сохраняются, а в формулах (IV.27), (IV.38) и (IV.30) нормальные напряжения заменяются соответствующими касательными напряжениями.
Функция плотности распределения напряжений f (ог-) устанавливается на основании статистического анализа экспериментальных данных о нагруженности рассчитываемой детали. На основании такого анализа для осей колесных пар принимают логарифмически нормальный закон распределения (см. главу V), для других элементов вагона — распределение Рэлея.
Использование установленного закона распределения в учет характерных условий работы детали позволяют упростить формулу (IV.38) и конкретизировать ее применение, что для осей колесных пар выполнено в главе V, а для других элементов вагона — в учебном пособии [77, с. 27—34] (см. также книгу [9, с. 50]).
В результате анализа широких экспериментальных исследований установлено, что статистические параметры случайных процессов колебаний вагонов, определенные по отдельным реализациям, полученным за различные интервалы времени, даже при постоянной скорости движения на протяжении пути неизменной конструкции для одного и того же вагона имеют разброс в 2—3 раза больший того, при котором эти процессы можно было бы считать стационарными и эргодическими. Поэтому необходима дальнейшая разработка методики динамических исследований вагонов, позволяющей получать представительные выборки для оценки их ходовых и прочностных характеристик.
Выше рассмотрен расчет на выносливость при неустановившемся режиме и отсутствии постоянной составляющей напряжений, характерном, например, для оси колесной пары. В остальных несущих элементах вагона возникают напряжения как от постоянной нагрузки ос, так и от динамической са, характер изменения которых вероятностный, т. е. режим изменения напряжений во времени в этих элементах аналогичен установившемуся с несимметричными циклами и отличается от последнего переменностью амплитуд напряжений.
3*	67
Уравнение (IV.25) представляет собой другую форму записи условия полного повреждения при неустановившемся режиме нагружения.
Обозначим	_________________
1 тГ 1 к
оэ =----— 1/ — У	(IV.27)
т/---N_.
j/ Sp	1 * * * i = 1
Условие (IV.26) выведено для гладкого лабораторного образца. Для натурной детали в условии (IV.26) и выражении (IV.27) Oj принимают равным номинальным напряжениям в расчетном сечении детали, а вместо и N—г подставляют предел выносливости С—1д и базовое число циклов /V—щ натурной детали.
При отсутствии значений, определенных экспериментально, о_1д вычисляют по справочным данным, как излагается в курсе «Сопротивление материалов». Если
стэ = с_1д,	(IV.28)
то выполняется условие полного повреждения детали. Если
о3 < о-1д.	(IV.29)
то запас усталостной прочности при неустановившемся режиме нагружения составит
О'— 1д
по=-----(IV.30)
°э
Здесь по — запас усталостной прочности; ся — амплитуда напряжений установившегося режима нагружения, эквивалентного рассматриваемому неустановившему-ся режиму. Для корпусных1 деталей вагонов при использовании в расчетах надежных данных о пределе выносливости и об эксплуатационной нагруженности детали допускаемый запас усталостной прочности принимают [по] = 1,24-1,4; при использовании надежных данных о пределе выносливости, но приближенных о нагруженности или наоборот принимают [ио| = 1,54-1,8; если как первые, так и вторые данные приближенные, то принимают [иа] = 1,84-2,2; большие значения [ио] принимают для более ответственных деталей.
Выражение (IV.30) показывает, что для достижения условия (IV.28) все амплитуды Cj в формуле (IV.27) должны быть увеличены в по раз.
Если
> о-ш,	(IV.31)
то конструкция не обладает необходимым запасом усталостной прочности.
Для определения сэ по формуле (IV.27) необходимо располагать значениями показателя степени т, постоянной sp и базового числа циклов
При отсутствии специальных экспериментальных данных обычно принимают следующие значения т:
для сварных элементов конструкций с необработанной поверхностью т — 64-8; для литых элементов конструкций с необработанной поверхностью т = 84-10; для точеных валов и осей без поверхностного упрочняющего наклепа т = 84-12 и с поверхностным наклепом т= 154-18;
для корпусных деталей вагонов по рекомендации ВНИИВ
16
т= ,К , ,	(VI.32)
ГМд
где (Д„)д — эффективный коэффициент концентрации детали.
Как отмечалось выше, постоянная sp изменяется в пределах 0,5 < sp < 2. Тогда Sp при т = 6 находится в пределах 0,89 <7 sp < 1,12. Поэтому при отсутствии экспериментальных данных для определения сэ часто принимают sp — 1, т. е. используют условие (IV.20).
Для остальных деталей при отсутствии специальных экспериментальных данных обычно принимают = 107 циклов, а для осей вагонных колесных пар, как указано в V главе, Л7-! = 10s циклов.
При подсчете So'.71/?., учитывают амплитуды напряжений от cmin до стах. Если в спектре имеются амплитуды напряжений Oj < о_ 1Д, то, учитывая описанный выше эффект снижения предела выносливости при неустановившемся режиме нагружения,
1 Корпусными называют детали, геометрическую схему которых можно предста-
вить в виде системы тонких или толстых оболочек, в частности складчатых или рам.
Примером могут служить корпуса букс, боковые рамы тележек грузовых вагонов и др.
К их числу можно отнести условно сложные узлы, например шкворневые узлы рам
вагонов и др.
66
Механическую часть конструкций несамоходных вагонов разрабатывают и рассчитывают на прочность при обязательном выполнении требований Норм для расчетов на прочность и проектирования механической части новых и модернизированных вагонов железных дорог МПС колеи 1520 мм (несамоходных). Эти междуведомственные нормы (утверждены МПС и Министерством тяжелого и транспортного машиностроения) обновляются по мере накопления новых результатов опыта эксплуатации, теоретических и экспериментальных исследований. Подобные Нормы создаются и в рамках ОСЖД и СЭВ. Основные положения норм для неса-
Рис. IV.9. Кривые числа циклов до разрушения в зависимости от уровня напряжений при испытаниях на выносливость гладких образцов из стали 45 диаметром d = 25 мм, характеризующие рассеяние экспериментальных данных о долговечности:
1 — максимальное число циклов; 2 — минимальное число циклов
моходных вагонов отражены в этой и других главах. Более полное их изложение приводится в учебном пособии [77]; там же приведены допускаемые
напряжения для древесины и допускаемые запасы прочности для полимеров. Для вагонов электро- и дизель-поездов, метрополитенов имеются специальные нормы, применяемые при расчетах и проектировании.
IV.3. Основные принципы и понятия теории надежности
Вагоны и их элементы относятся к изделиям серийного или массового производства. Вагоны рассчитываются на регламентированные условия эксплуатации, однако время работы каждого из них до первого отказа или между отказами оказывается различным. Это свидетельствует о неоднородности прочностных свойств вагонов и неравномерности их нагрузок. Такие особенности недостаточно учитываются обычными расчетами по допускаемым напряжениям, и остается неясным, какова же вероятность безотказной работы изделия в течение заданного времени эксплуатации.
Наука о надежности ставит целью установить статистические закономерности появления отказов в работе изделий серийного или массового производства, изучить причины отказов и научно обосновать общие принципы обеспечения высокой надежности изделий.
Основным математическим аппаратом этой науки является теория вероятностей. Надежность изделия закладывается на этапе конструирования и обеспечивается в процессе его изготовления и эксплуатации.
Теоретические методы изучения надежности наиболее широко развиты в электронике и автоматике. Этому способствовало, с одной стороны, создание сложных и ответственных систем управления и регулирования различных машин, установок и целых производств. С другой стороны, специфика и массовость изделий электроники позволяли сравнительно просто поставить широкие опыты по изучению закономерностей отказов.
В машиностроении и железнодорожном транспорте задачи надежности решаются труднее главным образом из-за сложности проведения массовых экспериментальных исследований.
Для успешного решения указанных задач очень важно принять четкие определения для общих понятий и основных показателей надежности. В многочисленной литературе (особенно иностранной) по этим вопросам встречаются противоречивые рекомендации.
69
Для развития методов расчета на прочность деталей, испытывающих неустановившийся режим нагружения с несимметричными циклами, pine требуются дополнительные, главным образом экспериментальные, данные. При приближенных оценках прочности в этом режиме нагружения в основном опираются на условие приведения напряжений несимметричного цикла к амплитуде эквивалентного симметричного (используя линейную
аппроксимацию по пределам выносливости при симметричном и пульсирующем о0 циклах диаграммы предельных несимметричных циклов):
*^аэ —	। Ч'Сд Ос,
(IV.39)
где фо — коэффициент влияния несимметрии цикла для натурной детали.
В предельном состоянии оаэ = о_1д.
Для деталей из сталей с невысоким пределом прочности (например, применяемых при изготовлении большинства несущих частей вагонов) и при наличии концентрации напряжений коэффициент влияния несимметрии цикла мал, в связи с чем вторым слагаемым в условии (IV.39) по малости иногда пренебрегают. В этом случае эквивалентные амплитуды тождественно совпадают с амплитудами динамических напряжений:
оаэ = оа.	(IV.40)
Тогда, подставляя в выражение (IV.27) или (IV.38) вместо ср непосредственно переменные амплитуды динамических напряжений оа, по-прежнему получают пс. по формуле (IV.30). Из условия «0 и вытекающего из него приближенного тождества (IV.40) построена методика оценки усталостной прочности вагонных конструкций и их узлов1.
При невозможности пренебречь вторым слагаемым в условии (IV.39) приближенную оценку запаса усталостной прочности потучают, подставляя в правой части выражения (IV.39) вместо оа вычисленное по амплитудам динамических напряжений по формулам (IV.27) или (IV.38) значение оэ. Так как оэ, ос и постоянны, то и оаэ также постоянно и его можно рассматривать как амплитуду эквивалентного установившегося режима с симметричными циклами напряжений.
Запас усталостной прочности получают по формуле
=	(IV.41)
°аэ
По формулам (IV.27) и (IV.38) .можно получить расчетные амплитуды напряжений установившегося режима нагружения как при детерминированном, так и при вероятностном характере изменения амплитуд переменных напряжений.
В зависимости (IV.23) учитывается среднее значение числа циклов до разрушения N=, соответствующее определенному уровню напряжений ог. В действительности при испытании на выносливость образцов из металла даже одной плавки наблюдается значительное рассеяние долговечностей (чисел Nt при Oj= const) и тем большее, чем ближе о, к пределу выносливости (рис. IV.9). Разброс долговечностей обусловлен в первую очередь микроскопическими источниками: структурной неоднородностью металла, неметаллическими включениями, искажениями кристаллической решетки кристаллитов, случайными изменениями в микрогеометрии и структуре поверхностного слоя, а также отклонениями размеров деталей в пределах допусков, особенно радиусов кривизны в зоне концентрации, и т. п.
Расчет на прочность и долговечность с учетом рассеяния характеристик усталостной прочности производится статистическими методами, изложенными в ряде работ [83; 32] (см. также пп. VII.8 и VIII.14).
1 Методика ВНИИВ — ЦНИИ МПС исследования и оценки усталостной прочности вагонных конструкций и их узлов изложена в учебном пособии [77, с. 27—34]. 68
В ГОСТ 13377—75 установлено 85 терминов, определяющих общие понятия, показатели надежности (единичные, комплексные) и резервирование. Приведем некоторые термины, наиболее часто применяемые в практике вагоностроения.
Надежность — свойство объекта выполнять заданные функции, сохраняя во времени значения установленных эксплуатационных показателей в заданных пределах, соответствующих заданным режимам и условиям использования, технического обслуживания, ремонтов, хранения и транспортирования.
Р аботоспособность — состояние объекта, при котором он способен выполнять заданные функции, сохраняя значения заданных параметров в пределах, установленных нормативно-технической документацией.
Безотказность — свойство объекта непрерывно сохранять работоспособность в течение некоторого времени или некоторой наработки.
Долговечность — свойство объекта сохранять работоспособность до наступления предельного состояния при установленной системе технического обслуживания и ремонтов.
Ремонтопригодность — свойство объекта, заключающееся в приспособленности к предупреждению и обнаружению причин возникновения его отказов, повреждений и устранению их последствий путем проведения ремонтов и технического обслуживания.
Наработка — продолжительность или объем работы объекта.
Технический ресурс —- наработка объекта от начала эксплуатации или ее возобновления после ремонта до наступления предельного состояния.
Понятие «надежность» является комплексным и включает в себя четыре характеристики изделия: безотказность, долговечность, ремонтопригодность и сохраняемость. Учитывая неравнозначность этих характеристик для разных изделий, в ряде случаев понятие надежности ограничивают только частью этих характеристик.
Для правильного определения количественных показателей надежности очень важна четкая классификация отказов с учетом их физической природы.
Согласно ГОСТ 13377—75 принята следующая классификация отказов: внезапный отказ — отказ, характеризующийся скачкообразным изменением одного или нескольких заданных параметров объекта;
постепенный отказ — отказ, характеризующийся постепенным изменением одного или нескольких заданных параметров объекта;
независимый отказ элемента — отказ элемента объекта, не обусловленный повреждением или отказами других элементов объекта;
зависимый отказ элемента — отказ элемента объекта, обусловленный повреждением или отказом другого элемента объекта;
сбой — самоустраняющийся отказ, приводящий к кратковременному нарушению работоспособности;
перемежающийся отказ — многократно возникающий сбой одного и того же характера;
конструкционный отказ — отказ, возникший в результате нарушения установленных правил и (или) норм конструирования;
производственный отказ — отказ, возникший в результате нарушения установленного процесса изготовления или ремонта объекта;
эксплуатационный отказ — отказ, возникший в результате нарушения установленных правил и (или) условий эксплуатации объекта.
" Более подробная классификация отказов указана в литературе, приведенной в учебнике [8, с. 72].
70
IV.4. Количественные характеристики надежности
Для оценки надежности вагонов и их элементов целесообразно использовать следующие количественные характеристики надежности. Рассматривая эти характеристики, покажем и способ их приближенного определения по данным эксплуатации готовых изделий или результатам их испытаний.
Вероятность безотказной работы (функция надежности) р (t) — вероятность того, что в заданном интервале времени t и при заданных условиях эксплуатации не произойдет отказа:
Р(О =	,	(IV.42)
«о
где No — число изделий в начале испытаний;
n(t) — число изделий, отказавших за время t.
Точность определения р (f), как и других нижеуказанных характеристик надежности, увеличивается с ростом А\> и п (t).
Вероятность отказа Q (I) — понятие противоположное р (t):
Q (() = 1 — Р (?) = —^—-	(IV.43)
По смыслу величина Q (t) одновременно является и интегральной функцией распределения F (I) времени t до отказа, так как характеризует накопление числа отказов во времени:
Q (0 = F (/)•	(IV.44)
Интенсивность отказов (/) для невосстанавливаемых объектов
Х(/) =	,	(IV.45)
Л' (О Af
где Диж — число отказавших изделий за промежуток времени от
/	ДМ ( АП
V	2 J до v + 2 /’
Дг1 — интервал времени;
N(t) — среднее число изделий, исправно работавших в интервале времени Д/;
Параметр потока отказов со (t) применяется для восстанавливаемых объектов:
со(/) = Ая*	(IV.46)
В этом случае каждое изделие может иметь несколько отказов (отказы устраняются ремонтом или заменой детали). Последовательность таких отказов, происходящих в случайные моменты времени, называют потоком отказов.
В отличие от невосстанавливаемых объектов здесь общее число изделий Л'о остается неизменным на протяжении всего испытания. Каждое изделие может иметь несколько отказов за время испытания (эксплуатации); образуется поток отказов, об особенностях которого подробнее изложено в п. IV.6.
Средняя наработка до отказа
No
S п
(IV.47)
‘v0
где tt — время исправной работы г-го элемента.
71
Когда отдельные группы изделий nt имеют одинаковую наработку £г, величину 7ср удобно вычислять по формуле
т
ГСР=	(IV.48)
где т — число групп изделий. Этот показатель наиболее удобен для невосстанавливаемых объектов. Наработка на отказ Ср — среднее значение наработки восстанавливаемого объекта между отказами:
пъ
У рем
Сг> = ------->	(IV.49)
пь
где ti Рем — все отрезки времени исправной работы изделия между ремонтами;
гц — общее число отказов.
Среднее время восстановления Тв — среднее время вынужденного нерегламентированного простоя, вызванного отысканием и устранением одного отказа:
—•	(IV.50)
«А
где т; — время восстановления каждого элемента.
Коэффициент готовности kr — вероятность того, что изделие будет работоспособно в произвольно выбранный момент времени в промежутках между выполнениями планового технического обслуживания:
fer=- 	(IV.51)
^ср I в
Кроме перечисленных, применительно к вагоностроению существуют другие показатели надежности, предусмотренные отраслевым стандартом.
IV.5. Общие аналитические зависимости для расчета показателей надежности
Между показателями надежности р (/), 2. (/), со (/) и Тср существуют аналитические зависимости, важные для практической оценки этих величин и установления общих статистических закономерностей. Связь между р it) и Л (t) установим, основываясь на зависимости (IV.45) для 7. (/). Количество исправных изделий в момент времени t равно Nop (t), а число &пх элементов, отказавших за интервал Д/, составляет
Диж = Nop (t) — Nop it + Д/).
Подставив это выражение в уравнение (IV.45), получим
/л _ ACIpCQ—p (*+&<)]
1	NoP(t}M
Переходя к пределу при Д/—> 0, будем иметь
2v(A= — — lim P(f +	Р(0 = dp (Q 1
Д£-^0 p(t}bt	dt р (t >
Разделив переменные и интегрируя в пределах от 0 до t, получим
72
Следовательно,
t
-f л (t) at
p(t) = e °	(IV.53)
Это наиболее общее выражение для определения функции надежности р (0 через X (t). Величину р (f) выразим через другие характеристики статистических распределений времени t.
Согласно уравнениям (IV.43) и (IV.44) справедлива следующая зависимость:
р (t) = 1 — Q (0 = 1 — F (О,	(IV.54)
где F (t) —интегральная функция распределения t.
Плотность распределения f (t) времени безотказной работы (дифференциальная функция распределения) согласно закономерностям теории вероятностей
f/л dF (t) dQ(t) dp(t)	т сгч
/ V) = —~— = —г— = — —-— •	(IV. 5o)
dt dt	dt	'
Используя формулу (IV.52), получим
ц/) = _Ц£Е.	(IV.56)
p (О
Зная f (t), можно определить среднее время Тср исправной работы как математическое ожидание случайной величины t согласно известным положениям теории вероятностей:
-J-OO	—{—ОС
Тср= J tf(f)dt= С i^-^dt.	(IV.57)
Напомним, что статистическое определение Тср по данным опыта выражается формулой (IV.47). Подставив в формулу (IV.57) вместо производную от р (7) согласно уравнению (IV.55) и интегрируя по частям, получим
-{-сю	-j-oo -j-oo
rcp=- J t^dt=-tp(t) | + J p(t)dt.
—СЮ	--СЮ  ОС
Так как р (<х>) = 0, то tp (0|~™ = 0.
Учитывая, что время t не может быть отрицательным, имеем
Tc»=^p(f)dt.	(IV.58)
о
Следовательно, Tcv численно равно площади, ограниченной кривой вероятности безотказной работы и осью абсцисс.
IV.6. Закономерности распределения времени безотказной работы. Потоки отказов
Конкретные закономерности изменения во времени показателей надежности существенно зависят от физической природы отказов.
Рассмотрим некоторые типичные законы распределения времени безотказной работы.
Для внезапных отказов интенсивность во времени постоянна, т. е. X (t) ~ const = X. Следовательно, уравнение (IV.53) в этом случае имеет вид
р (t) = e~w.	(IV.59)
73
Уже в исходном состоянии параметр d имеет случайные отклонения, показанные на рис. IV. 11, а. Уменьшаясь по мере износа, размеры (параметры) d изделия достигнут предельно допустимого значения dnPta за различные отрезки времени tt. Плотность распределения этих отрезков / (/) (рис. IV. 11, б) часто соответствует нормальному закону (по природе факторов, влияющих на износ). Этот закон выражается уравнением
t (t-T)2
7(0 = е 2s2 ,	(IV.63)
где Т — математическое ожидание (средний срок службы);
s — среднее квадратическое отклонение (параметр рассеяния).
Вероятность безотказной работы (рис. IV.11, в), т. е. вероятность того, что в интервале от 0 до t не наступит отказа, а наступит он в интервале от t до оо, составит
«	(<-г)2
р(0 =----~ е 2*! dt.	(IV.64)
s V 2л J
Для вычисления р (f) пользуются табулированными значениями функции Лапласа.
Интенсивность отказов % (/) можно определить по формуле (IV.56). Для нормального закона К (f) — непрерывно возрастающая функция, что отражает физическую природу постепенно повреждающегося объекта.
Изображенная на рис. IV. 11 схема отражает процесс наступления параметрических отказов не только по износу. Величину d можно рассматривать как любой параметр изделия, если он постепенно изменяется по схеме рис. IV. 11. Например, так может изменяться температура в изотермическом вагоне.
Усталостные повреждения связаны с постепенным накоплением их при циклических нагружениях; каждое изделие имеет свою реализацию повреждений до появления видимой трещины. Обычно предполагают, что в этом случае распределение времени безотказной работы хорошо описывается логарифмически нормальным законом (нормальному закону подчиняется распределение логарифма времени до отказа).
Вероятность отказа выражается следующей формулой:
1 р (igt-ig~02
р(0 =----1--- е 2s2 dt,	(IV.65)
s Д/2л J
где s — среднее квадратическое отклонение 1g t.
Однако такое предположение не всегда согласуется с закономерностью изменения во времени % (0. Величина h (t) для нормального закона имеет участок возрастания и участок падения, расположение этих участков по оси времени зависит от параметров распределения, поэтому в ряде случаев целесообразно заменять логарифмически нормальный закон другими законами, для которых X (f) непрерывно возрастающая функция.
Развитие трещины до ее критического значения, соответствующего моменту разрушения, происходит по другим закономерностям, которые определяются методами механики разрушения 183]. Величина этого периода развития трещины характеризует живучесть конструкции.
При совместном (смешанном) действ и и внезапных и постепенных отказов следует различать два случая:
1. Независимое действие указанных отказов. В этом случае вероятности безотказной работы для внезапных рв (f) и постепенных рп (Р) отказов определяются отдельно по приведенным выше формулам. Общая вероятность безотказной работы согласно теореме умножения вероятностей
Р (0 = Рв (0 Рп (0-	(IV.66)
75
Это известный экспоненциальный закон надежности, широко применяемый в электронике (особенно для стационарных объектов). Численные значения величин X для разных элементов аппаратуры можно найти во многих справочных руководствах по надежности электронного и автоматического оборудования (см. литературу, указанную в [8, с. 75]).
Важно иметь в виду, что постоянство величины к сохраняется до тех пор, пока остаются устойчивыми статистические распределения внешних нагрузок и характеристики качества изделий.
Плотность распределения f (Z) для экспоненциального закона согласно формулам (IV.56) и (IV.59)
f (/) = кр (/) = А,е-Ч	(IV.60)
Среднее время исправной работы по формуле (IV.58) при X = const
7cp = J =	(IV.61)
о
Следовательно, основное уравнение (IV.59) можно написать так: t
Р(!) = е Гср 	(IV.62)
На рис. IV. 10 изображены графики функций f (7), X (7), р (t) и F (/)' Как следует из уравнения (IV.62), в случае внезапных отказов для обеспе" чения высокой безотказности р (t) средний срок службы 7ср должен быть значительно выше заданного времени работы t. Например, чтобы при I — = 10 ч обеспечить показатель надежности р (10 ч) = 0,999, необходимо иметь 7ср ж 10 000 ч. Это специфическая особенность экспоненциального распределения. При t = Tcv имеем р (t) — е-1 = 0,37 (см. рис. IV.10), т. е. в конце этого промежутка времени исправными останутся только 37% изделий.
Схема возникновения постепенных отказов при износе (износовых) показана на рис. IV. 11. Вследствие естественной неоднородности материала и режима нагрузок каждое изделие из рассматриваемой совокупности имеет свою реализацию износа (кривые на рис. IV. 11, а).
Рис. IV.10. Графики функций f(t), h(t), p(t) и F(t) для экспоненциального распределения
74
Рис. IV.ll. Схема возникновения отказов при износе и графики функций f(t) и p(t) для нормального закона распределения
Простейшие потоки отказов восстанавливаемых изделий имеют большое практическое значение. К анализу таких потоков применяют теорию массового обслуживания [14].
Простейший поток отказов удовлетворяет одновременно следующим трем условиям: стационарности, отсутствию последействия и ординарности.
Стационарность означает, что вероятность появления отказов за определенный промежуток времени зависит только от величины этого промежутка. Следовательно, статистические характеристики отказов остаются одинаковыми на любом отрезке времени и могут быть определены по одной реализации процесса, что облегчает постановку опыта по определению характеристик надежности. Это свойство называется эргодическим.
Отсутствие последействия означает, что вероятность отказов в течение некоторого промежутка времени не зависит от статистических характеристик отказов до начала этого промежутка; следовательно, в таком случае отказы являются случайными и независимыми.
Ординарность означает невозможность появления в один и тот же момент времени более одного отказа.
Указанные условия могут существовать и для узлов вагонной конструкции; если отказы имеют внезапный характер, все элементы узла работают одновременно и отказ любого элемента приводит к отказу узла, а старение и износ отсутствуют или незначительны.
Простейшие потоки отказов хорошо описываются распределением Пуассона (эти потоки часто называют пуассоновыми). Распределение Пуассона, или вероятность появления т событий (отказов) в интервале времени t, определяется выражением
=	(IV.71)
т'
где а — параметр потока отказов.
Экспоненциальный закон можно рассматривать как частный случай распределения Пуассона при т = 0, т. е. для случая, когда вычисляется вероятность отсутствия отказов за время t.
\N.l. Распределение времени безотказной работы для некоторых элементов вагонной конструкции
Количественные показатели надежности элементов вагонов можно определять по представительным статистическим данным об отказах, полученным в процессе эксплуатации или в результате специальных опытов, поставленных с учетом особенностей работы изделия и наличия или отсутствия ремонта.
Закономерности распределения времени безотказной работы устанавливают обработкой опытных данных по известным методам математической статистики.
Среди этих методов удобен и распространен графический, сущность которого состоит в том, что эмпирические данные (накопленная частость отказов) наносятся в виде точек на специальную координатную сетку с одной или двумя неравномерными шкалами, отражающими определенную закономерность распределения. Для каждого закона распределения строится своя координатная сетка (см. литературу, указанную в 18, с. 79]). Если линия, проведенная через эмпирические точки, оказывается прямой, то это подтверждает соответствие опытных данных рассматриваемому закону. Степень согласия опытных данных и теоретического закона удобно определять по критерию Колмогорова. Для примера на вероятностной бумаге нормального распределения нанесены точки-кружки на рис. IV. 13, соответствую-
Очевидно, что можно получить формулу непосредственного расчета р (f) перемножением формул для рв (О и ра (t), например правых частей формул (IV.59) и (IV.64).
Рассмотренный случай наблюдается сравнительно редко, так как износ или накопление усталостных повреждений повышает вероятность разрушения от внезапных перегрузок, т. е. отказы становятся зависимыми.
2. Взаимозависимое действие отказов. Этот случай обычно проявляется в весьма сложной форме, когда одновременно действуют усталостные и износовые процессы при наличии случайных перегрузок. Закономерности распределения времени безотказной работы в этом случае бывают довольно разнообразными. Для их математического выражения широко используют закон распределения Вейбулла (рис. IV. 12), который характеризуется двумя параметрами а и 7.0 (иногда применяется трехпараметрический закон).
Тогда вероятность безотказной работы
б*
р(/) = е—или p(f) = e Тср :	(IV.67)
плотность распределения времени безотказной работы
f (t) =	’ 70 е~°*а;	(IV.68)
интенсивность отказов
?i(/)=Xoc4^-1;	(IV.69)
среднее время исправной работы
=»	г +1 'j
7сР = J е-^»ta dt =  -,	(IV.70)
1а
где + 1) — гамма-функция, значения которой приведены в таблицах 16].
Как следует из графиков рис. IV.12, изменение параметра а существенно изменяет форму кривой, что облегчает применение уравнения Вейбулла для многих практических случаев. При а — 1 уравнение Вейбулла соответствует экспоненциальному распределению, при а = 3.25 становится близким к нормальному. Поскольку подбор параметров закона Вейбулла для распределения, установленного опытом, выполняется эмпирически, приемлемость значений этих параметров для дальнейшего использования требует тщательного обоснования устойчивости распределения путем многократной проверки.
Кроме перечисленных законов распределения, существуют и другие (см. литературу, указанную в (8, с. 78]), которые могут быть использованы для выражения статистических закономерностей появления различных отказов. Важно помнить, что применение того или иного закона прежде всего должно быть качественно согласовано с физической природой отказов. Если это условие не соблюдается, то формальная согласованность эмпирической и теоретической кривых по известным критериям согласия может не означать правильности установления закономерности.
Рис. IV.12. Графики закона распределения Вейбулла для функций f(t) и p(t) при разных значениях параметра а
76
Расположение точек подтверждает достаточно хорошее согласие эмпирических данных с законом Вейбулла. Критерий согласия Колмогорова в этом случае составляет
ХК = О Уй’=0,08 1/92 = 0,76 < 1,
Получение статистических закономерностей по эксплуатационным отказам элементов грузовых вагонов существенно осложняется, так как контроль за каждым вагоном практически невозможен (место нахождения отдельного вагона установить трудно).
Для своевременного определения времени отказа необходима централизованная система информации с анализом отказов. В этом случае большое значение приобретают также специальные испытания на надежность элементов грузовых вагонов.
Метод сбора и обработки информации о надежности грузовых вагонов при эксплуатации в опытных маршрутах и о надежности пассажирских вагонов регламентируется отраслевыми стандартами.
IV.8. Расчет показателей надежности при проектировании
Расчетно-экспериментальная оценка надежности должна выполняться на различных этапах проектирования и изготовления вагонов. Исходными для полного расчета надежности являются следующие данные:
характеристики режима нагрузки, главным образом эксплуатационные силы, а также кинематические и другие воздействия (все вместе образуют вектор режима работы);
структура проектируемого объекта с указанием типа и количества составляющих элементов и их взаимосвязи в смысле надежности;
статистические характеристики несущей способности элементов для заданных режимов нагрузки;
сведения о функциональных зависимостях между свойствами и характеристиками составляющих элементов и объекта в целом. Такими зависимостями являются аналитические или эмпирические формулы (например, для оценки прочности объекта — зависимость между напряжениями, нагрузками и его геометрическими характеристиками).
Эти данные в теории надежности обычно называют априорной экспериментальной информацией (т. е. полученной a priori — до опыта). Объем такой информации оказывается различным на разных этапах проектирования, соответственно изменяется содержание и точность расчетов надежности.
Можно выделить два основных вида расчетов надежности:
1. Расчет надежности всего объекта по известным показателям надежности составляющих элементов и с учетом структуры конструкции (структурная или схемная надежность).
2. Расчет надежности элемента или конструкции в целом на основе использования статистических закономерностей изменения внешней нагрузки и несущей способности с учетом физической природы отказов. Этот вид расчетов имеет особое значение, так как позволяет увязать оценку надежности с физической природой отказов, правильно оценить факторы, влияющие на отказы, и на этой основе принять меры для повышения безотказности, т. е. в данном случае можно использовать системный подход к решению задачи. В зависимости от объема априорной экспериментальной информации и типа отказов различают несколько разновидностей расчетов этого вида, которые рассматриваются ниже на с. 79—87.
В ряде случаев расчеты 1-го и 2-го видов выполняют совместно.
Результаты расчетов сравнивают с нормативными значениями показателя надежности, например по условию р (t) [р (/)].
Расчет структурной (схемной) надежности изделия в целом можно производить, если известна надежность отдельных элементов, составляющих конструкцию, и характер их взаимодействия (структура конструкции).
По условиям надежности обычно различают следующие структурные схемы соединения элементов:
79
Рис. IV.13. Графическая проверка соответствия опытных данных нормальному закону распределения
Рис. IV.14. Графическая проверка соответствия опытных данных распределению Вейбулла
щие пробегу S и накопленной частости отказов (появление трещин усталости) одной из часто повреждаемых конструкций — рамы тележки пассажирского вагона. Эти точки не лежат на прямой линии, следовательно, нормальный закон несправедлив. Там же нанесены точки-крестики, соответствующие 1g S и накопленной частости. Эти точки в основном расположены на прямой линии, что подтверждает соответствие данных логарифмически нормальному закону распределения. Для количественной проверки этого соответствия рассчитывают величину критерия согласия Колмогорова по формуле

(IV.72)
где D — наибольшее отклонение экспериментальных точек от интерполяционной прямой (можно измерять непосредственно по графику). При определении D необходимо учитывать, что линейные отрезки по шкале накопленных частостей имеют разный масштаб;
п — общее количество экспериментальных точек (согласно ГОСТ 11.006—74 следует брать п > 100).
При п < 1,0 (для доверительных вероятностей > 0,8) считается, что эксперимент согласуется с рассматриваемым законом распределения (см. литературу, указанную в [8, с. 80]).
В нашем случае (см. рис. IV. 13) D = 0,06; п — 103;	= 0,67 < 1,0; сле-
довательно, имеется достаточная согласованность с логарифмически нормальным законом. Параметры этого распределения определяются (см. литературу, указанную в [8, с. 72]) по условию, что математическое ожидание соответствует накопленной частости 50%, а среднее квадратическое отклонение s равно разности абсцисс с накопленными частостями 0,50 и 0,159. В нашем случае S = 425 тыс. км; s = = 159 тыс. км.
Наблюдения за отказами (усталостное выкрашивание) роликовых подшипников 100,редукторов привода генератора — часто повреждаемых узлов пассажирского вагона — позволили установить значения накопленной частости, отложенные в виде точек на вероятностной бумаге распределения Вейбулла (рис. IV. 14).
78
Расчет надежности при внезапных отказах, выполняется исходя из того, что изменение нагрузки Z для различных элементов вагона часто представляет собой случайный процесс. Измерения показали, что этот процесс, как правило, является стационарным нормальным, т. е. с постоянными во времени параметрами (математическим ожиданием mz — const и дисперсией s| = const), а распределение мгновенных значений величины Z для любого сечения времени подчиняется нормальному закону (указанные параметры постоянны в пределах каждого значения скорости движения и состояния пути).
Отказ можно рассматривать как выброс случайного процесса за некоторый допустимый уровень. Задача расчета надежности состоит в определении вероятности выброса в течение заданного отрезка времени. Например, можно вести расчет на вероятность превышения напряжениями предела текучести.
Рассмотрим два типичных случая:
величина Z (например, напряжения) представляет собой стационарный процесс, а предельно допустимое ее значение Д — постоянная величина (рис. IV. 15,
предельное значение R является случайной величиной с нормальным распределением (рис. IV. 15, б).
Для стационарных процессов среднее число выбросов п в единицу времени за постоянный уровень R можно определить из следующего выражения [17, с. 26]:
------------(K-mzf
"-ii/ЧтЬ 2,1 .	<IV-77>
где pz — нормированная корреляционная функция процесса;
mz — математическое ожидание процесса;
sz — дисперсия процесса.
В простейшем случае, когда Д = const и выбросы являются редкими событиями, с достаточным основанием можно считать, что распределение этих выбросов (отказов) во времени подчиняется закону Пуассона и вероятность безотказной работы определяется по экспоненциальному закону
р (t) = e~nt ,
(IV.78)
где п — параметр потока отказов, определяемый по формуле (IV.77).
В вагоностроении обычно применяют материалы, для которых механические характеристики представляют собой случайную величину с плотностью распределения f (R) и параметрами тк и sR (см. рис. IV. 15, б). В некоторых случаях (старение материала и его температурное охрупчивание) приходится учитывать изменение f (R) во времени.
Для вывода расчетной формулы разделим распределение f (R) (см. рис. IV. 15, б) на п частей шириной dR каждая. Вероятность того, что
Рис. IV.15. Оценка числа выбросов случайного процесса Z(t) за допустимый уро вень R:
а — при 7?=const; б — при распределении R по нормальному закону
81
последовательное (основное) соединение, когда отказ любого элемента приводит к отказу изделия в целом, но надежности элементов физически не зависят друг от друга. Большинство изделий вагоностроения относится к этой схеме;
параллельное соединение, когда отказ изделия происходит только при отказе всех элементов, соединенных параллельно. Надежности отдельных элементов также взаимно независимы. Эта структура очень распространена в электронике, где на ее основе применяются системы с р е-зервированием. В машиностроении использовать ее труднее. Примером может служить параллельная работа нескольких ремней привода вагонного генератора системы электроснабжения;
параллельно-последовательное соединение, в котором образуется система с последовательным соединением нескольких блоков, связанных параллельно.
Для последовательного соединения вероятность безотказной работы изделий р (t) вычисляется как произведение вероятности безотказной работы составляющих элементов:
k
Р(0 = П Pi^-	(IV. 73)
i= 1
Например, для внезапных отказов, если справедлив экспоненциальный закон надежности [см. уравнение (IV.59)],
k
р(^) = Р1 е-?-Н =е_(М+^+-+хп)(.	(IV.74)
i — 1
Из уравнения (IV.73) следует важное правило, что усложнение конструкции по числу элементов должно сопровождаться повышением надежности отдельных элементов, как это показано на примере рессорного подвешивания в учебном пособии [77, с. 82].
Очевидно, что для сложных изделий с очень большим числом последовательно соединенных элементов необходимое значение рг (t) может возрасти настолько, что его обеспечение станет экономически невыгодным или практически невозможным. Тогда возникает необходимость ограничить усложнение по числу элементов или использовать параллельное соединение (с резервными элементами). Применительно к(вагон-ным конструкциям способ использования систем резервирования сложен и еще нуждается в разработке. Обычное включение параллельных элементов (например, пружин) нельзя рассматривать строго «параллельным и резервным» в смысле надежности, так как условие независимости отказов здесь не выполняется — отказ одного элемента приводит к перераспределению нагрузки между другими.
Приведем основные зависимости для расчета функции надежности р (t) изделия с параллельно включенными резервными элементами.
Если функции надежности отдельных элементов рг (t), то вероятность отказа [см. уравнение (IV.43)] Qi = 1 — Pi (t). Результирующая вероятность отказа изделия
k	k
Q(t)=n Q;(O=n [1-Pi (Л)].	(IV.75)
i=l
Функция надежности изделия
k
p(i)=l-Q(O = l-П [1-рН0].	(IV.76)
i=l
Например, если параллельно включены три элемента, имеющие рг- (/) = 0,9, то р (/) = !—(1—0,9)8 =0,999.
Если те же элементы включены последовательно, то
р(1) = 0,93 = 0,729.
Следовательно, при параллельном соединении элементов надежность изделия всегда выше надежности каждого из составляющих элементов. При последовательном соединении общая надежность всегда меньше надежности самого ненадежного из составляющих элементов.
80
Рис. IV.16. Схемы к расчету функции неразрушимости £ по заданным распределениям Z и R
Обозначим нижние и верхние границы нагрузки и прочности через Zmln, ^max- Тогда коэффициенты Cj и С2 определяются из условий:
1 Г / ^тах—mf> \	/ ^mln — тр
-- Ф  ------— Ф ------------7=-^
2 L \ sr V2 J \ srV2
(IV.86)
(IV.87)
где Ф — табулированная функция Лапласа.
Расчет надежности при внезапных отказах можно вести в квазистатической постановке.
Если режим нагрузки представляет собой систему дискретных воздействий (например, удары в автосцепку) или случайный процесс колебаний схематизируется как совокупность случайных величин (раздельно измеряются амплитуды колебаний), то статистическую характеристику нагруженности представляют как распределение случайных величин Z со своими параметрами. Фактор времени здесь явно не учитывается, важно лишь, чтобы распределение f (Z) было представительным и устойчивым для всего времени эксплуатации. Такой подход к расчету весьма распространен.
Сущность метода состоит в следующем. Сопоставляются статистические распределения внешней нагрузки Z и несущей способности Л по схеме рис. IV. 16, а. Под несущей способностью понимается предельная нагрузка, которую может выдержать изделие, не разрушаясь. Рассмотрим внезапные отказы от случайных перегрузок. Предполагается, что нагрузка Z и прочность R независимы и их распределения не изменяются в течение рассматриваемого времени.
Предположим, что все изделия с разной прочностью, соответствующей распределению R, только по одному разу подвергаются нагрузке из распределения Z и разрушаются те из них, для которых прочность окажется ниже нагрузки:
С = R — Z < 0.	(IV.88)
Так как R и Z представлены статистическими распределениями, то и их разность £ (функция неразрушимости) имеет свое распределение (рис. IV. 16, б), определяемое как композиция распределений R и Z.
Поскольку разрушение соответствует отрицательному значению С, вероятность разрушения определяется заштрихованной площадью под кривой распределения £, вычисляемой по формуле
о
Q = $
-------ОО
(IV.89)
где f (С) — плотность вероятности функции
83
величина R будет находиться в некотором интервале от 7? г до Rt + dRit очевидно, равна f (Ri) dR. Назовем это предположение гипотезой 7Уг и введем обозначение
р (Hi) = f (Ri) dR.	(IV.79)
Если предельный уровень R находится в указанном интервале, величину р (t) можно рассчитать по формуле (IV.78). Однако теперь это будет условная вероятность (при условии, что гипотеза Ht правильна), которую запишем как
р (—')=е—(IV.80) \ Hi )
Чтобы получить вероятность выброса для всех возможных уровней R, применим теорему полной вероятности:
р(0 = У р(-^Ь(Я£).	(IV.81)
\ Hi J
Подставим в уравнение (IV.81) соответствующие значения вероятностей из выражений (IV.79) и (IV.80). Тогда
p(t)= jb е-^ f(R)dR.	(IV.82)
! == 1
Переходя к пределу при п -» оо, получим общее выражение для расчета надежности
p(t)=\f(R)&-^-dR.	(IV.83)
и
В задачах расчета прочности в качестве предельных значений R обычно принимают предел текучести от или предел прочности ов, плотность распределения которых f (R) хорошо описывается нормальным законом. В этом случае можно из выражения < IV.83) получить формулу, удобную для практических расчетов. Примем следующие допущения: отказы достаточно редкие, поэтому nkt 1; разложив в ряд функцию е~nt, учитываем два первых члена ряда е ~nt ~ 1 — nt. После преобразований получается следующая приближенная зависимость:
Р (t) = 1-^Atsz  ехр Г-I	(IV.84)
L	2(s^ + 4) ]
где
„	1 1 /~ Г d2p7(t) ]
-НН=0-	<IV-85)
В общем случае нормированную корреляционную функцию pz целесообразно оценивать прямым измерением по графикам р, полученным на основе опытов, подбирая подходящую функцию. Обычно можно использовать зависимость типа р = е—KZ(cos sin |37).
В формулу (IV.84) введен дополнительный множитель Со = С\С2, который позволяет учесть, что распределения величин R и Z обычно бывают усеченными, например нижняя граница прочности соответствует предусмотренному нормами нижнему значению предела текучести 7?mln = от rnIn. Подобные ограничения практически могут иметь место и для нагрузки. 82
Вероятность неразрушения как события противоположного определяется формулой со
p=l_Q = J/Q^.	(IV.90)
о
Если распределения R и Z подчиняются нормальному закону с соответствующими средними значениями и mz и дисперсиями зД и s|, то распределение £ тоже будет нормальным с параметрами:
— mz~,	(IV.91)
s? = s4 4-sJ.	(IV.92)
Зная эти параметры, легко вычислить вероятность неразрушения, т. е. вероятность того, что R > Z или R — Z > 0:
со (у-
p(R> Z) =-------!— f е dt,.	(IV.93)
Выражая интеграл через табулированную функцию Лапласа, получим
p(R>Z) = 0,5 + O —R .	(IV.94)
\ V sr + sz /
Формулу (IV.94) можно выразить через средний коэффициент запаса f	SZ
к = — , а также через коэффициенты вариации uR = — и vz = — .
Ш-z	R	mZ
Тогда вероятность исправной работы
(Ь 1	\
—'	| •	(IV.95)
Приведенные формулы рекомендуются в ряде книг для расчета надежности деталей механизмов (см. литературу, указанную в [8, с. 75]). Как следует из условий вывода формул (IV.94) и (IV.95), их применение прежде всего ограничивается случаем нормального распределения R и Z. Вагонные конструкции не всегда в достаточной степени удовлетворяют этому условию. Для характеристик прочности R нормальный закон справедлив чаще.
Приведенный расчет определяет лишь сравнительную характеристику надежности без учета фактора времени. Этот расчет можно выполнить, выражая внешнюю нагрузку Z через соответствующие расчетные напряжения oz от этой нагрузки, а прочность R — через предельные напряжения Ор (например, предел прочности). Структура формул (IV.94) и (IV.95) от этого не изменится.
Расчет надежности с использованием метода статистических испытаний (метод Монте-Карло) в последнее время применяется особенно широко. Достоинством этого метода является возможность изучить влияние на надежность различных статистических факторов и функциональной связи между ними, т. е. обеспечить системный подход к расчету, что особенно важно при расчетах надежности вагонов на перспективу.
Чтобы использовать такой метод, необходимо иметь достаточно полную априорную экспериментальную информацию, а именно: составить математическую модель, связывающую искомую характеристику с влияющими на нее факторами; получить статистические характеристики распределения каждого фактора (вид этих закономерностей не имеет значения). Отметим, что получить такие характеристики опытным путем значительно легче, чем непосредственно определить показатели надежности.
В основе статистических испытаний лежит возможность получения на ЦВМ случайных чисел с различными законами распределения соответствен-84
но каждому фактору [85]. Процесс испытаний заключается в многократных расчетах по заданной аналитической зависимости (математической модели), причем для каждого расчета принимаются свои, случайно выбранные значения факторов, тем самым воспроизводятся условия проявления факторов в эксплуатации. В результате многократных расчетов получают много значений искомой характеристики (например, долговечности) и по ним строят ее распределение, которое позволит ответить на основной вопрос о вероятности безотказной работы за определенный промежуток времени. Важным принципом этого метода является порядок операций по выбору факторов. Указанный метод применим и для решения промежуточных задач, например для определения закона распределения нагрузки или несущей способности.
Рассмотрим схему определения статистических характеристик нагрузки, воспринимаемой вагонами при маневровых операциях (соударения при сортировке).
Для вагонов, снабженных пружинно-фрикционными поглощающими аппаратами, справедливы следующие аналитические зависимости между величиной силы Т и факторами, на нее влияющими, обоснованными в главе X:
/фсб. Шл Шо и2
7 ~-,~ + Гн.	(IV.96)
2	^2)
где ф — приведенный коэффициент передачи поглощающих аппаратов; с — жесткость пружин аппарата;
— коэффициент, учитывающий долю энергии, поглощаемой за счет деформации вагона и груза;
mi и т2 — массы соударяющихся вагонов;
V — скорость соударения;
7Н — сила предварительной затяжки аппарата.
Для ударов, энергия которых превышает энергоемкость поглощающих аппаратов и вагонов,
1 /~	тх т-ч	_
Т=\/ с° 9 7 Г , (р1-р2а) + Га>	(IV.97)
V 2(mt+m2) '
где св — динамическая жесткость кузова вагона;
Тя и — соответственно сила и скорость в момент полного сжатия аппарата.
Величины v, ml и т.2 характеризуют заданный режим эксплуатации, ф. бт. св, Тн и Га — свойства конструкции, которыми можно в известных пределах варьировать при проектировании. Величины m,, т.„ v, ф, 6j, Т\;, Та являются вероятностными по своей природе и должны быть заданы в форме статистических рядов, т. е. таблицами, в которых приведены разряды (интервалы) значений переменных и вероятности их появления Построение таблиц можно выполнить непосредственно по опытным данным или соответствующим пересчетом, если распределения переменных величин заданы аналитически. Численные значения этих величин для ряда вагонов приведены в учебном пособии [77, с. 423].
Применение метода Монте-Карло сводится к многократным расчетам искомой величины Т по заданным аналитическим зависимостям (IV.96) и (IV.97).
Для каждого такого расчета, называемого статистическим испытанием, численные значения величин, входящих, например, в уравнение (IV.96), выбирают с помощью системы случайных чисел. Например, для выбора величины о, заданной в табл. IV.4 (два первых столбца), прежде всего надо выполнить вспомогательную операцию — сформировать третий столбец. Для этого вычисляют соответствующие суммы вероятностей (у), как показано в третьем (дополнительном) столбце. Далее из таблицы случайных чисел, распределенных равномерно в участке (0—I)1 (или от источника псевдослучайных чисел на ЦВМ), необходимо взять случайное число у и сопоставить его с данными дополнительного столбца. Число у обязательно попадает в один из интервалов третьего столбца, так как 0 < у < 1. Величина v, соответствующая этому интервалу, и принимается для расчета. Например, используя подряд числа первого столбца таблицы случайных чисел по ГОСТ 11.003—73, для первых двух статистических испытаний получаем уг = 0,4516, у.2 = 0,2698. Эти числа соответствуют третьему и второму интервалам по табл. IV.4, следовательно, в расчет вводим v3 = 6,0 км/ч и v2 = 4,0 кмЦп
Аналогично поступают для выбора других случайных величин (mlt т2,ф, с и др.), после чего вычисляют значение Т по уравнению (IV.96).
Вычисленные таким образом значения силы Т группируют по интервалам, как обычно при составлении статистических таблиц по опытным данным; вероятности
1 Если в таблицах приводят четырехзначные числа, переход к интервалу от нуля до единицы осуществляется умножением их на 0,0001.
85
Таблица IV.4
Скорость соударения вагонов и, м/с (км/ч), (середины интервалов)	Вероятность р (р)	Сумма по интервалам 2р (р)
С2 С2 CJ CJ CJ <2 Я	й И м н II II II II II II W ю ю ь-	о	. W ООЬЭ -ч'*— о	! со	Р1 = 0,058 р2 =0,252 р3 = 0,402 р4 = 0,233 р5 = 0,049 р6= 0,005	04- Pi=04- 0,058 Pi~ (pi —]—Рз)=—0,058— 0,310 (Pi + рг) "7" (pt+ -   +рз) = 0,3104-0,712 (Pi +Рг) +Рз)"НР1+ • - • +Р4) = 0,7124-0,945 (Pi + • • - + Р4ЖР1 +  • • + Р5) = ° > 9454-0,994 (Pi + • - • + Р5)-7-(Р! + - - - + Ре) = 0,9944-0,999
(частости) появления сил, попавших в каждый интервал, определяют как отношение количества сил в этом интервале к общему числу испытаний. В результате получают искомое распределение сил Т.
Точность расчета зависит от числа m статистических испытаний. Чтобы получить расчет с заданной ошибкой среднего е, необходимое число испытаний можно определить из следующего условия по аналогии с обычными правилами обработки статистических данных:
/а s3
m>~-,	(IV .98)
ez
где — характеристика доверительного интервала (зависит от вида кривой распределения);
s2 — ожидаемая дисперсия (оценивается по ранее испытанным аналогичным системам или в процессе решения задачи).
Величину т можно определить и другим путем по ходу вычисления, имея в виду что расчетный спектр меняется в процессе повторных расчетов, приближаясь к точному. Расчет прекращают, когда разница между двумя или несколькими результатами расчета будет отличаться не более чем на заданную величину е.
Практическая точность расчета методом Монте-Карло обычно ограничивается величиной е = 5% .
Иллюстрация результатов расчета по методу Монте-Карло содержится в учебнике [8, с. 85].
Расчет надежности при усталостных отказах от случайных нагрузок в большинстве случае в выполняется на основе гипотезы о линейном суммировании усталостных повреждений при циклических нагрузках. В настоящее время в методике таких расчетов широко применяют два основных направления.
Первое направление разработано в Институте машиноведения (ИМАШ) С. В. Серенсеном и В. П. Когаевым 183, с. 280]. Главная особенность этого направления состоит в том, что расчетные нагрузки представляют в виде блока сил (или напряжений), отражающего закономерность их изменения в течение определенного времени, например за год, подобно тому, как изображено на рис. IV.7, и предполагают, что распределе-ление времени безотказной работы подчиняется заранее принятому закону (обычно применяют логарифмический нормальный закон). Основной ва-ариант расчета сводится к применению следующих формул.
Среднюю долговечность Т (ч) определяют по формуле
ав
где о_1д — среднее значение предела выносливости детали при базовом числе циклов 7У_1Д;
aat — амплитуды напряжений i-ro уровня, взятые из блока расчетной нагрузки;
хг — относительное число циклов нарузки i-ro уровня;
ав — число циклов расчетных нагрузок за 1 год;
т и sp — то же, что в формулах (IV.25) и (IV.33).
86
Время безотказной работы Tv с заданной вероятностью р определяют по формуле, выражающей принятый закон:
Тр = Т -j- tip Sr,	(IV. 100)
где ир — квантиль1 принятого распределения, соответствующий вероятности р;
Т — среднее значение долговечности;
st — среднее квадратическое отклонение долговечности.
При расчете пружин (см. п. VII.8) рассмотрены условия применения формул (IV.99) и (IV. 100) с соответствующим обоснованием.
Второе направление основано на разработанной В. В. Болотиным методике расчета долговечности при усталостных разрушениях 14] и использовании метода Монте-Карло. Главная особенность этого направления состоит в том, что расчетная нагрузка вводится в форме плотности распределения амплитуд напряжений f (оа), характерного для рассматриваемого стационарного случайного процесса нагрузки. Предположений о законе распределения времени безотказной работы заранее не делается.
Основная расчетная формула имеет вид
7 =------ГН--------------.	(IV. 101)
“в J о- f (оа) do °-1Д
Для некоторых типичных значений f (оа), где интеграл решается в известных функциях, предложены упрощенные формулы [83, с. 181]. Закон распределения времени безотказной работы р (/) определяют, применяя метод Монте-Карло. Для этого задаются характеристиками распределения величин, входящих в упомянутые формулы, и многократно определяют Т расчетом на ЦВМ, как указано выше.
Применительно к проектированию рам тележек электропоездов такой расчет разработан в МИИТ [82].
Оба направления расчетов имеют свои достоинства и недостатки. Первое направление лучше разработано применительно к расчетам ряда деталей машин [83, с. 307] и использовалось при расчете элементов подвижного состава железных дорог [83, с. 303]. Достоинством этого направления, в частности, является то, что точность расчетного блока нагрузок практически не зависит от закона 1(оа). Второе направление целесообразнее для тех случаев, когда закон распределения р (I) заранее ие известен.
В настоящее время оба направления интенсивно развиваются рядом исследователей. Особое значение для этого имеет накопление данных о закономерностях отказов элементов вагониой конструкции при испытаниях и в эксплуатации.
В рассмотренных расчетах предполагается, что заданные вероятностные характеристики нагруженности и несущей способности остаются неизменными все время эксплуатации. Однако возможны случаи их изменения. Применительно к элементам вагонной конструкции такой случай рассмотрен в работе [101, с. 149—156], где приведен пример появления дополнительных динамических нагрузок под влиянием износа элементов фрикционного гасителя и показана важность учета этого при составлении расчетных схем, прогнозирования надежности и назначении допусков на износ.
В заключение отметим, что при отсутствии достаточно точных данных о расчетном режиме нагрузок (особенно на первых этапах проектирования) можно ограничиться сравнительной оценкой надежности вариантов вагонной конструкции. Приняв приближенное значение нагрузки, обеспечивающей заданный характер отказов, выполняют обычный расчет показателя надежности (например, величины р, (<)). Сравнительную оценку производят не по абсолютному значению р (/), а по соотношению р<2 (t)/pi (/) для рассматриваемых вариантов.
1 В данном случае нормированный квантиль ир показывает, сколько средних квадратичных отклонений нужно отмерить от среднего значения 1g Т, чтобы получить величину IgT с заданной вероятностью р. Как известно, в общем случае квантиль — это такое значение случайной величины, при котором функция распределения этой величины принимает значение заданной вероятности р.
87
Глава V
КОЛЕСНЫЕ ПАРЫ
V.I. Назначение, классификация и основные размеры колесных пар
Колесная пара является одной из главных и ответственных частей вагона. Она направляет движение по рельсовому пути и воспринимает все нагрузки, передающиеся от вагона на рельсы и обратно.
Безопасность движения поездов во многом зависит от конструкции, материала, технологии изготовления и ремонта колесных пар, а также качества их осмотра. Конструкция и состояние колесных пар оказывают влияние на плавность хода, величин}' сил, возникающих при взаимодействии ваго
на и пути, и сопротивление движению.
Типы, основные размеры и технические условия на изготовление определяются государственными стандартами, а содержание и ремонт—Правилами технической эксплуатации железных дорог Союза ССР и специальной инструкцией по освидетельствованию, ремонту и формированию вагонных колесных пар.
Колесная пара (рис. V.1) состоит из оси 1 и двух укрепленных на ней колес 2.
Тип колесной пары определяется типом оси и диаметром; колес. В вагонах магистральных железных дорог широкой колеи, кроме моторных и прицепных вагонов электросекций, а также вагонов дизель-поездов, имеются колесные пары пяти типов (табл. V.1). Согласно-ГОСТ 4835*—71 колесные пары, предназначенные для букс с подшипниками качения, изготовляют только двух типов—РУ1-950 и РУПП-950 вагонов.
Осн III типа предназначены для подшипников скольж;ения, а оси типов РУ, РУ1 и РУПП — для роликовых (РУ — роликовая унифицированная, т. е. предназначенная для пассажирских и грузовых вагонов; Ш — крепление подшипников шайбой).
Для безопасного движения вагона по рельсовому пути, и особенно по стрелочным переводам, колеса укрепляются на оси так, чтобы р а с с т о. я-ние между внутренними вертикальными граня-м и ободьев находилось в определенных пределах. У вагонов широкой колеи железных дорог СССР это расстояние 2 6гр = 1440 + 3 мм, если скорость движения не превышает 33 м/с (120 км/ч). У пассажирских вагонов, предназначенных для движения с более высокими скоростями, 2 Ьгр = 1440Д)мм. Сокращение нижнего допуска уменьшает зазор между гребнем колеса и головкой рельса, а следовательно, и поперечные перемещения колесных
Рис. V.I. Колесная пара
пар относительно рельсов. В результате этого уменьшаются боковые силы, передаваемые от колес на рельсы, износ колес и элементов пути, сопротивление движению, повышается устойчивость колесной пары от схода с рельсов, улучшается плавность хода вагона.
Уменьшение зазора между колесом и рельсом дости-
88
гается также увеличением толщины гребня и сокращением расстояния между рельсами (ширины колеи). Поэто-	Таблица V.1		
	Тип колесной пары	Тип оси	Диаметр колес, мм
му для вагонов, обращающих-	Ш-950	III	950
ся со скоростями более 33 м/с,	РУ-1050	РУ	1050
но не выше 39 м/с, минималь-	РУ-950	РУ	950
ная толщина гребня колеса составляет 28 мм, а при ско-	РУ1-950 РУ1Ш-950	РУ1 РУ1Ш	950 950
ростях 39—44 м/с она равна
30 мм (вместо 25 мм при скоростях движения не более 33 м/с). Для этих же целей в СССР осуществляется переход на ширину колеи 1520 мм (вместо 1524 мм), увеличено допустимое отклонение ширины колеи в сторону уменьшения (сужение) до — 4 мм (вместо — 2 мм).
Поскольку при ремонте приходится обтачивать внутренние грани оболов колес, необходимо предусмотреть припуск на такую обточку. Поэтому у вновь формируемых колесных пар 2 Ьгр = 144014 мм для вагонов, обращающихся в поездах со скоростями до 33 м/с, и 2 brp = 14401_2i мм при больших скоростях движения.
Колеса, укрепленные на одной оси, должны иметь минимальную разность диаметров поверхностей катания (не более 1 мм). Это необходимо для предупреждения перекосов и скольжений колесной пары, повышающих сопротивление движению, вызывающих неравномерный и увеличенный износ поверхностей катания колес и скручивание оси.
Одним из требований, предъявляемых к колесной паре, является огра-
ничение ее неуравновешенности.
Неуравновешенность (дисбаланс) колесных пар •вызывает дополнительные - напряжения в элементах железнодорожного пути, в колесах, осях и других деталях вагона, а также дополнительный износ ходовых частей, ухудшение устойчивости колесной пары на рельсах (25]. Поскольку обусловленные дисбалансом силы инерции пропорциональны квадрату скорости движения, ГОСТ 4835—71 предусматривает для колесных пар, эксплуатирующихся со скоростями 39 — 44 м/с, динамическую балансировку; дисбаланс в плоскости каждого колеса относительно оси, проходящей через центры кругов, катания колес, должен быть не более 0.6 кг-м.
По данным ВНИИВ у 95% колесных пар дисбаланс не превышает 0,6 кг  м, но иногда он достигает 1,57 кг • м в плоскости колеса. По рекомендации этого института дисбаланс в плоскости колеса новых колесных пар, предназначенных для движения со скоростями 44—55 м/с (160—200 км/ч), не должен превышать 0,3 кг«м, а со скоростями 36—44 м/с (130—160 км/ч) — 0,6 кг  м. Эти нормы учитывают возможное увеличение дисбаланса в процессе эксплуатации колесных пар.
Допустимый дисбаланс колесных пар в США равен 0,65 кг . м, в ФРГ — 0,25 кг - м, а во Франции — еще меньше. По нормам Международного союза железных дорог (UIC), неуравновешенность допускается не более 0,25 кг-м, а для вагонов высокоскоростного транспорта (до 250 км/ч) рекомендуется не более 0,125 кг  м в плоскости колеса;
Следует, однако, учитывать, что приведенные нормы допустимой неуравновешенности являются несопоставимыми, поскольку достигаются они разными методами балансировки: в одних странах осуществляется статическая балансировка, а в других — динамическая, преимущественно относительно оси, проходящей через центры шеек оси колесной пары 164].
Исследованиями В. А. Щепитильникова [96] доказано, что колесная пара должна подвергаться динамической балансировке относительно оси, проходящей через геометрические центры кругов катания колес. Поэтому такой правильный метод балансировки предусматривается ГОСТ 22061 —76 н осуществляется на Калининском и Рижском вагоно строительных заводах.
Согласно ГОСТ 22061—76, соответствующему международному стандарту МС 1940, колесные пары балансируются по 6-му классу точности, для которого допустимое смещение es центра массы должно определяться в зависимости от частоты вращения л, т. е. от конструкционной скорости движения вагона.
89
Таблица V.2
Частота вращения п, об/мин	Скорость движения v		Смешение центра массы es, мкм		Допустимая неуравновешенность Ds, кг-м	
	м/с	км/ч	min	max	min	max
600	30	108	260	630	0,31	0,75
700	35	126	220	540	0,26	0,65
800	40	144	190	470	0.23	0,56
900	45	162	180	430	0,22	0,52
ЮОО	50	180	170	390	0,20	0.47
Допустимая неуравновешенность Ds колесной пары в плоскости, проходящей через центр ее массы перпендикулярно оси вращения колесной пары, должен удовлетворять условию
mln	Дs	max,	(V.1)
где	т — масса колесной пары;
esmin и esmax — соответственно наименьшее и наибольшее значения величины es.
В табл. V.2 приведены регламентированные ГОСТ 22061—76 величины es и вычисленные значения допустимой неуравновешенности для колесной пары массой т= 1200 кг с диаметром колес 950 мм. Следует иметь в виду, что неуравновешенность в плоскости колеса равна половине величины Ds, указанной в табл. V.2.
V.2. Оси
Оси различаются:
размерами основных элементов — в зависимости от величины воспринимаемой нагрузки;
формой шейки — для подшипников скольжения или качения (роликовых);
формой поперечного сечения — сплошные или полые.
Кроме этих признаков, определяющих конструкцию, оси классифицируются по материалу и технологии изготовления.
На рис. V.2 показаны стандартные оси вагонов широкой колеи СССР.
Для удобного размещения подшипников наружные части оси, называемые шейкам и, имеют цилиндрическую форму. Такую же форму имеют участки оси, на которых укрепляются ступицы колес, и потому называемые подступичными частями оси. Между шейками и подступичными частями находятся предподступичные части оси, на которых размещаются задние уплотняющие детали букс.
Основной деформацией в оси является деформация поперечного изгиба. Поэтому в соответствии с эпюрой изгибающих моментов наименьший диаметр имеют шейки, наибольший — подступичные части, авсредней части имеются конические переходы от подступичных частей к середине оси. Увеличение диаметра подступичной части оси обусловлено также наличием напряжений от насадки колеса и влиянием коррозии грения. Для снижения концентрации напряжений в местах изменения диаметров имеются плавные сопряжения — галтели, выполненные определенными радиусами (см. рис. V.2). Уменьшение концентрации напряжений, вызванных посадкой деталей роликового подшипника, достигается устройством разгружающей канавки у начала задней галтели шейки оси (рис. V.2, г).
Переход от подступичной части к средней может выполняться и без галтели (см. III вариант на рис. V.2). В этом случае увеличивается на 11 кг масса оси и усложняется обточка подступичных частей при ремонте.
Для ограничения перемещений подшипников скольжения на концах шеек имеются бурты. Поскольку бурты препятствуют насадке роликовых подшипников, на концах шеек осей для таких подшипников имеются резь-90
Рис. V.2. Вагонные оси:
а — для роликовых подшипников; б — для подшипников скольжения; в — шейка оси с креплением подшипников приставной шайбой; г и д — профили задней галтели шейки; е — центровое отверстие осей типов РУ и РУ1; ж— то же осей типов РУ1Ш и III
91
бовые части для гаек, а на торцах выполнены пазы, каждый с двумя резьбовыми отверстиями для размещения и крепления болтами стопорных планок.
Применяется и другой способ ограничения роликовых подшипников от перемещений по шейке оси — приставной шайбой, для крепления которой на торцах оси предусматривают по три резьбовых отверстия. Ось при этом (рис. V.2, в) получается короче, а ее изготовление удешевляется. Осп такой конструкции также предусмотрены стандартом и изготовляются некоторыми заводами (например, Стахановским вагоностроительным).
На торцах всех осей предусмотрены центровые отверстия (рис. V.2, ей ж) для установки оси или колесной пары в центрах токарного станка.
Оси колесных пар вагонов, оборудованных дисковым тормозом, а также оси, на которых смонтирован привод генератора, имеют посадочные поверхности для ступиц тормозных дисков или деталей редуктора.
В табл. V.3 приведены регламентированные ГОСТ 22780—77 основные размеры (см. рис. V.2) и допускаемая нагрузка для стандартных осей вагонов широкой колеи, кроме вагонов электро- и дизель-поездов.
Уменьшение допускаемых нагрузок для осей пассажирских вагонов по сравнению с осями грузовых вагонов обусловлено более высокими скоростями движения пассажирских поездов и необходимостью обеспечения большей безопасности движения.
Ось типа РУ отличается от оси III типа меньшим диаметром шейки, поскольку при роликовых подшипниках отпадает потребность в значительном резерве на возможные в эксплуатации переточки шеек, характерные для осей с подшипниками скольжения.
Уменьшение диаметра шейки оси позволяет уменьшить размеры, массу и стоимость буксового узла с роликовыми подшипниками, а также снизиты динамические нагрузки, обусловленные этой массой. Поэтому оси РУ1 и РУ1Ш, предназначенные для подшипников с наружным диаметром 250 мм, имеют еще меньшие диаметр и длину шейки по сравнению с осью РУ, используемой для подшипников с диаметром 280 мм.
Оси изготовляют из углеродистой стали марки Ос В, которая согласно ГОСТ 4728—79 имеет следующий химический состав (в %) : углерода—0,40—0,48; марганца—0,55—0,85; кремния—0,15— 0,35; фосфора — не более 0,04; серы — не более 0,045; хрома — не более 0,3; никеля — не более 0,3; меди — не более 0,25. Механические свойства металла оси после ее изготовления согласно ГОСТ 4008—79 должны удовлетворять нормам, указанным в табл. V.4. Гарантийной срок эксплуатации оси установлен 8,5 лет, а срок службы—15 лет.
Поскольку нестационарный режим нагружения при вращении колесной пары вызывает в оси знакопеременные напряжения с амплитудами изменяющейся величины, большое значение имеют меры по повышению предела выносливости осевой стали [95]. К таким мерам, осуществленным в последние годы, относятся обточка средней части осин упроч-
Т а б л и ц a V.3
Тип оси	Диаметр шейки dit мм	Диаметр предподсту-пичной части d4, мм	Диаметр подступичной части dz, мм	Диаметр оси в середине йЯ1 мм	Длина шейки /м мм	Общая длина осн 1 мм	Расстояние между цептрамн приложения нагрузок на шейки осп Л о — 2 Ь2, мм	Наибольшая статическая нагрузка от колесной пары на рельсы, кН (тс), для вагонов	
								грузовых	пассажирских
ш	145	170	194	165	254	2330	2036	228(23,25)		
РУ	135	165	194	165	248	2390	2036	228 (23,25)	177(18)
РУ1	130	165	194	165	176	2294	2036	228 (23,25)	177(18)
РУ1Ш	130	165	194	165	190	2216	2036	228 (23,25)	177(18)
92
а б л и ц a V.4
Временное сопротивление, МПа	Относительное удлинение, %, не менее	Ударная вязкость, МДж/м2, не менее	
		Среднее значение	Минимальное значение
580—595	21,0	0,60	0,40
600—625	20,0	0,50	0,35
630 и более	19,0	0,40	0,30
некие всей оси накаткой роли к а м и, а также контроль ультразвуком, позволяющий выявить оси с крупнозернистой структурой металла. Целесообразность и способы осуществления таких мероприятий рассматриваются в курсе «Технология вагоностроения и ремонта вагонов». Там же объясняется процесс изготовления осей способом поперечно-винтовой прокатки. Цех для этого высокопроизводительного процесса построен на Днепровском металлургическом заводе. В результате поперечно-винтовой прокатки расход металла
на заготовку оси сокращается на 15%. Такой оси присвоен Государственный знак качества, а специалисты, создавшие прокатный агрегат «250» и комплексную технологию массового производства осей, в 1978 г. были удостоены Государственной премии СССР.
Повышение усталостной прочности материала оси может быть также достигнуто совершенствованием термической обработки. Например, индукционная закалка по сравнению с обычной термообработкой, согласно японским исследованиям, повышает предел выносливости вдвое. Однако, как показали выполненные в СССР исследования, при этом резко снижается прочность прессового соединения таких осей с колесами.
Как известно, напряжения поперечного изгиба распределяются неравномерно по сечению детали, достигая наибольшей величины в наружных волокнах и наименьшей — во внутренней части. Поэтому для рассматриваемых условий целесообразно заменить сплошное сечение полым. Например, вал полого (кольцевого) сечения с наружным диаметром 125 мм и внутренним 75 мм имеет площадь сечения, а следовательно, и массу на 30% меньше, чем вал сплошного сечения диаметром 120 мм, хотя моменты сопротивления изгибу и кручению (прочность) сечений обоих валов одинаковы.
На этом основано стремление применять полые оси колесных пар вместо осей сплошного сечения. Кроме того, при изготовлении полых осей удается достичь улучшения структуры и механических свойств металла. Например, по данным Ассоциации американских железных дорог, предел выносливости полой оси, изготовленной из толстостенной трубы, составлял 132 МПа в средней части и 93 МПа в месте напрессовки колеса, а у осей сплошного сечения эти показатели соответственно равны 121 и 62—83 МПа
В СССР проводятся широкие исследования прочности и надежности полых осей вагонных колесных пар, устанавливаются наиболее целесообразные их конструкции и методы изготовления [90].
Изучались оси, изготовленные из толстостенных труб путем высадки шеек и подступичных частей, полученные центробежной отливкой, выполненные высверливанием внутренней части. Учитывается опыт применения полых осей для отечественных локомотивов и за рубежом. Колесные пары с полыми осями применяют на железных дорогах Швейцарии и некоторых других стран Западной Европы. Однако создание надежных колесных пар с полыми осями является сложной задачей, о чем, в частности, свидетельствует опыт США. В 1943 г. там для массового изготовления полых осей был создан специальный цех, но впоследствии из-за частого повреждения такие оси стали изымать из эксплуатации.
При создании колесных пар с полыми осями особое внимание уделяется обеспечению надежного соединения колеса с осью. Это объясняется тем, что в первых опытных партиях колесных пар с полыми осями усилия, необходимые для распрессовки колес, оказались ниже усилий напрессовки. У колесных пар со сплошными осями распрессовочные усилия, по которым 93
судят о прочности соединения колеса с осью, обычно больше напрессо-вочных.
Снижение распрессовочных усилий может быть объяснено остаточными деформациями полой оси. Такие деформации снижаются при насадке на ось колеса со ступицей уменьшенной толщины и увеличенной длины, но в такой конструкции интенсивнее развивается коррозия трения, снижающая предел выносливости оси.
В 1964—1965 гг. Уральский вагоностроительный завод изготовил опытную партию полых осей (1000 шт.). В отличие от американских и прежних отечественных конструкций эти полые оси имели диаметр подступичных частей больший, чем у сплошных осей. При этом использовались стандартные колеса за счет соответствующей расточки отверстия в ступице.
Колесные пары, сформированные с такими полыми осями, подвергались лабораторным и эксплуатационным испытаниям [94]. Было установлено, что предел выносливости во всех частях полых осей не ниже, а чувствительность к концентрации напряжений меньше, чем у стандартных сплошных осей.
Несущая способность, оцениваемая произведением предела выносливости на момент сопротивления сечения изгибу, в подступичной части полой оси на 15% превышает этот показатель для сравниваемой сплошной оси.
Рис. V.3. Полая ось для крепления роликовых подшипников приставной шайбой (одной звездочкой обозначены размеры, обусловленные технологией изготовления, двумя звездочками — для справок)
94
Й0+3
124 ±1
I.
R4o+2*
w?
Катания
10+'*
Цельнокатаное колесо (одной звез-
Рис. V.4.
дочкой обозначены размеры для измерительного инструмента, двумя звездочками — для справок. Шероховатость поверхности A
10^
Л*
струкции такие колеса отличаются более рациональным распределением .металла по сечению диска и ступицы, меньшим уклоном внутренней поверхности обода, отсутствием отверстий для водил колесотокарного станка (являются концентраторами напряжений), а также ужесточением допусков на отклонения размеров отдельных элементов, в результате чего достигается уменьшение дисбаланса колеса. Масса колеса составляет 385 кг. Введение таких облегченных (на 20 кг каждое) колес позволяет ежегодно экономить 26 млн. руб. и много металла.
Облегченные колеса имеют номинальный размер диаметра по кругу катания 950 и 1050 мм, причем колеса второго размера предназначены только для замены неисправных в колесных парах типов Ш-1050 и РУ-1050, применяемых в некоторых вагонах прежней постройки. Диаметр d (см. рис. V.4) предварительно обработанного отверстия ступицы обычно равен 190_4 мм.
Согласно ГОСТ 10791—64 цельнокатаные колеса изготовляют из стали, содержащей (в %): углерода—0,52—0,63; кремния — 0,20—0,42; марганца — 0,5-—0,9; фосфора — не более 0,035 и серы — не более 0,04. Механические свойства термически обрабо-
тайных колес должны соответствовать следующим нормам: временное сопротивление 880—1080 МПа, относительное удлинение не менее 10%, относительное сужение не менее 16%, твердость по Бринеллю не менее 248 единиц, ударная вязкость при температуре + 20е С не менее 0,2 МДж/м2.
Цельнокатаные колеса отличаются от колес других типов более высокой эксплуатационной надежностью, особенно после осуществленного в последние годы усовершенствования технологии их изготовления (прерывистая закалка с отдельного нагрева и последующий отпуск, выполняемые после механической обработки колес).
В связи со сложностью оборудования, необходимого для изготовления цельнокатаных колес, в некоторых странах (например, США) получили распространение стальные литые колеса. Для повышения прочности обода таких колес применяют центробежную отливку, а для увеличения износостойкости поверхности катания в металл обода вводят марганец или другие легирующие элементы. В США применяют также колеса, отлитые из стали с высоким содержанием углерода (1,35— 1,55%); Однако эти колеса запрещены для использования в вагонах, перевозящих опасные грузы.
Отечественный опыт применения стальных литых колес показал, что такие колеса по прочности и износостойкости уступают цельнокатаным.
Для рационального взаимодействия колес и рельсового пути важное значение имеет форма поверхности катания — профиль колеса. 96
Возникающие при накатывании роликами сжимающие напряжения в полых осях на 15—25% больше, чем в сплошных, т. е. они эффективнее поддаются этому виду упрочнения. Уменьшение толщины стенки ступицы колеса, вызванное увеличением диаметра подступичной части полой оси, снижает напряжения от насадки колеса и не представляет опасности для прочности ступицы.
Прочность прессовых соединений колесных пар с полыми осями, оцениваемая величиной усилий распрессовки, после двухлетней эксплуатации вагонов (пробег 169 тыс. км) в среднем на 9% выше, чем у колесных пар со стандартными сплошными осями.
Вследствие снижения массы сплошной оси на 100 кг (на 25%) по сравнению со сплошной осью на каждые 100 000 четырехосных вагонов достигается уменьшение расхода металла на сумму 4,2 млн. руб., а ежегодная экономия эксплуатационных расходов железных дорог благодаря уменьшению тары и соответствующему увеличению грузоподъемности может составить 2,2 млн. руб. Кроме того, уменьшается воздействие таких вагонов на путь, обусловленное уменьшением массы необрессоренных частей.
По результатам испытаний внесены коррективы в конструкцию полой оси (рис. V.3) и принято решение изготовить крупную партию колесных пар с такими осями. Это позволит отработать технологию их промышленного производства и освоить методы осмотра и ремонта. Полые оси, как и сплошные, будут изготовляться методом поперечно-винтовой прокатки на Днепровском металлургическом заводе прокатного цеха.
V.3. Колеса
Колеса различаются:
конструкцией — безбандажные (цельные) и бандажные (составные, т. е. состоящие из бандажа, колесного центра и предохранительного кольца);
материалом — стальные и чугунные;
способом изготовления — катаные и литые;
размерами диаметра поверхности катания (см. табл. V.1) и ступицы (размеры последней определяются диаметром подступичной части оси).
Элементами конструкции колеса являются обод 1 (рис. V.4), диск 2 и ступица 3.
В наиболее сложных условиях нагружения находится обод и особенно та его поверхность, которой он катится по рельсу (поверхность катания). Металл обода должен обладать большой прочностью, ударной вязкостью, износостойкостью; металл ступицы, удерживающейся на оси силами упругости, — необходимой вязкостью. Упругость также желательна для металла диска. Эти требования удовлетворяются в конструкции составного колеса, где бандаж изготовляется из стали высокой прочности и твердости, а колесный центр — из более вязкой и дешевой стали. При достижении'предельного износа или появлении другого повреждения бандаж можно заменить без смены колесного центра.
Такие колеса широко распространены в ряде западноевропейских стран, а в прежние годы преобладали и на железных дорогах нашей страны.
Однако по сравнению с цельными колесами бандажным колесам присущи значительные недостатки: меньшие прочность и надежность"' (возможность ослабления бандажа, часто появляются трещины в колесах и сдвиги колес с оси), большая трудоемкость формирования колесной пары (необходимость расточки и насадки бандажей), большая масса (на 36 кг для колеса диаметром 950 мм). Эти недостатки особенно существенно сказываются при повышении скорости движения поездов и увеличении нагрузок на колеса. Поэтому в СССР бандажные колеса заменены безбандажными, из которых наиболее совершенными являются цельнокатаные.
Цельнокатаные колеса для вагонов широкой колеи железных дорог СССР (см. рис. V.4) изготовляют по ГОСТ 9036—76. От колес прежней кон-
96
130+‘
катании
124-1
ХЙ7+®
Цельнокатаное колесо (одной звез-
Рис. V.4.
дочкой обозначены размеры для измерительного инструмента, двумя звездочками — для справок. Шероховатость поверхности A
/?4/7+2*
струкции такие колеса отличаются более рациональным распределением металла по сечению диска и ступицы, меньшим уклоном внутренней поверхности обода, отсутствием отверстий для водил колесотокарного станка (являются концентраторами напряжений), а также ужесточением допусков на отклонения размеров отдельных элементов, в результате чего достигается уменьшение дисбаланса колеса. Масса колеса составляет 385 кг. Введение таких облегченных (на 20 кг каждое) колес позволяет ежегодно экономить 26 млн. руб. и много металла.
Облегченные колеса имеют номинальный размер диаметра по кругу катания 950 и 1050 мм, причем колеса второго размера предназначены только для замены неисправных в колесных парах типов Ш-1050 и РУ-1050, применяемых в некоторых вагонах прежней постройки. Диаметр d (см. рис. V.4) предварительно обработанного отверстия ступицы обычно равен 190_4 мм.
Согласно ГОСТ 10791 — 64 цельнокатаные колеса изготовляют из стали, содержащей (в %): углерода—0,52—0,63; кремния — 0,20—0,42; марганца — 0,5 — 0,9; фосфора — не более 0,035 и серы — не более 0,04. Механические свойства термически обработанных колес должны соответствовать следующим нормам:  временное сопротивление 880—1080 МПа, относительное удлинение не менее 10%, относительное сужение не менее 16%, твердость по Бринеллю не менее 248 единиц, ударная вязкость при температуре + 20° С не менее 0,2 МДж/м2.
Цельнокатаные колеса отличаются от колес других типов более высокой эксплуатационной надежностью, особенно после осуществленного в последние годы усовершенствования технологии их изготовления (прерывистая закалка с отдельного нагрева и последующий отпуск, выполняемые после механической обработки колес).
В связи со сложностью оборудования, необходимого для изготовления цельнокатаных колес, в некоторых странах (например, США) получили распространение стальные литые колеса. Для повышения прочности обода таких колес применяют центробежную отливку, а для увеличения износостойкости поверхности катания в металл обода вводят марганец или другие легирующие элементы. В США применяют также колеса, отлитые из стали с высоким содержанием углерода (1,35— 1,55%). Однако эти колеса запрещены для использования в вагонах, перевозящих опасные грузы.
Отечественный опыт применения стальных литых колес показал, что такие колеса по прочности и износостойкости уступают цельнокатаным.
Для рационального взаимодействия колес и рельсового пути важное значение имеет форма поверхности катания — профиль колеса. 96
Рис. V.5. Профили поверхности катания: а — стандартный; б — рекомендуемый ВНИИЖТ
На рис, V.5, а показан стандартный профиль поверхности катания, который имеет колесо после обточки. Этот профиль характеризуется наличием гребня высотой 28 мм и толщиной 33 мм, измеренной на расстоянии 18 мм от вершины, конической поверхности катания с конусностями1 * * 4 1 : 10 и 1 : 3,5 и фаски 6x6 мм.
Гребень, предохраняющий колесную пару от схода с рельсов, имеет угол наклона наружной грани 60°. Коническая поверхность в отличие от цилиндрической предотвращает образование неравномерного по ширине колеса износа (проката), облегчает прохождение кривых и центрирует колесную пару в прямых участках пути. Однако из-за конической формы поверхности катания появляется извилистое движение колесной пары, изучаемое в курсе «Динамика вагона». Поверхностью, расположенной у наружной вертикальной грани, колесо реже опирается на рельс, поэтому она меньше изнашивается, чем основная поверхность контакта. Благодаря наличию конусности 1 : 3,5 и фаски наружная грань колеса приподнимается над головкой рельса, чем облегчается прохождение стрелочных переводов при наличии проката или наплыва металла на колесе.
Поскольку колесо имеет коническую поверхность, его диаметр, величину проката и толщину обода измеряют в определенной плоскости — по кругу катания, находящемуся на расстоянии 70 мм от внутренней грани колеса. Расстояние между кругами катания колес у вагонов широкой колеи железных дорог СССР составляет 2 s = 1580 мм (см. рис. V.1) при номинальном размере 2Ьгр = 1440 мм.
ВНИИЖТ предложен новый профиль вагонного колеса (рис. V.5, б). Опыты показали, что колеса с таким профилем имеют в 1,2—1,3 раза меньший износ гребней. Увеличение угла наклона наружной грани гребня до 65° повышает безопасность движения (устойчивость колесной пары на рельсах). Например, при движении со скоростью 55 м/с (200 км/ч) коэффициент безопасности от схода с рельсов увеличивается на 30%.
Аналогичный профиль колеса введен в ряде стран Европы, в том числе в Германской Демократической Республике. При этом угол наклона наружной грани гребня увеличен до 70°. По исследованиям Международного союза железных дорог, благодаря применению нового профиля снижается износ колеса на 30?о, уменьшается вероятность схода с рельсов (при больших скоростях движения в 1,5 раза), улучшается плавность хода. По данным английских исследователей, пробег колесных пар без обточки поверхности катания возрастает на 50% по сравнению с колесами прежнего профиля.
Улучшение плавности хода за счет уменьшения частоты колебаний виляния, особенно существенных при больших скоростях движения, достигается также путем замены конусности 1 : 10 на конусность 1 : 20. Колеса с такой конусностью применяются для вагонов скоростных линий Японии и в ряде других стран, а во Франции и Швейцарии — для всех пассажирских вагонов. Конусность 1 : 20 имеют колеса некоторых вагонов железных дорог СССР, к которым предъявляются повышенные требования по плавности хода.
1 Под конусностью понимается отношение разности диаметров двух поперечных сечений конуса к расстоянию между ними. Поэтому вместо прежнего обозначения
уклонов 1 : 20 и 1:7 указываются конусности 1 : 10 и 1 : 3,5.
97
4 Зак. 175 2
Научно-исследовательскими институтами и металлургическими заводами Советского Союза проводятся исследования ло созданию колес из низколегированных сталей, обладающих повышенным сопротивлением образованию усталостных и термических трещин и повышенной износостойкостью.
V.4. Диаметр и толщина обода колеса
Поверхность катания колес подвержена интенсивному действию различных нагрузок. Колесо, соприкасаясь с рельсом малой поверхностью (около 2,5 см2), передает ему большие статические (60—115 кН) и динамические нагрузки. В результате этого в месте соприкосновения колеса и рельса возникают значительные деформации и большие контактные напряжения. На рельсовых стыках и других неровностях пути развиваются большие ударные силы. При движении по кривым, а также вследствие виляющего движения колесной пары на прямых участках пути и разницы диаметров колес, насаженных на одну ось, происходит их скольжение, сопровождаемое возникновением соответствующих сил трения. Кроме того, в системах с обычным колодочным тормозом при торможении развиваются большие силы трения, вызывающие интенсивный нагрев колеса.
В таких условиях важное значение имеет правильный выбор диаметра и толщины обода колеса. Решение этой задачи связано со всесторонним учетом многочисленных факторов, по-разному влияющих на рассматриваемые параметры колеса.
Увеличение диаметра колеса сопровождается:
увеличением поверхности соприкосновения колеса с рельсом, в результате чего уменьшаются возникающие в них деформации, контактные напряжения и обусловленные ими усталостные разрушения и износы колес и рельсов;
уменьшением частоты вращения колесной пары, вследствие чего сокращается число циклов нагружения колес, осей и роликовых подшипников, влияющих на их усталостную прочность, уменьшается количество тепла, выделяемого в месте соприкосновения шеек оси с подшипниками скольжения, снижается температура нагрева колеса тормозной колодкой (последнее обусловлено также увеличением охлаждаемой поверхности колеса большого диаметра);
уменьшением сопротивления движению;
улучшением условий движения по неровностям пути;
уменьшением частоты колебаний виляния колесных пар, тележки и кузова.
Уменьшение диаметра колеса обеспечивает:
снижение массы колеса, вследствие чего уменьшается воздействие не-обрессоренных масс на путь, оси колесных пар и другие элементы вагона;
снижение центра массы вагона, дающее повышение устойчивости и улучшение плавности хода вагона (кроме колебаний виляния), а также уменьшение плеча действия результирующих боковых и продольных горизонтальных сил, приложенных к центру массы вагона. Уменьшается также плечо действия боковой силы, приложенной к гребню колеса. В результате такого уменьшения плеч снижаются напряжения в колесах, осях и других частях вагона, что позволяет облегчить их;
возможность сокращения базы тележки, сопровождаемого снижением ее массы;
улучшение условий движения по кривым малого радиуса, уменьшение износа гребней и боковых поверхностей рельсов в кривых;
возможность понижения уровня пола вагона, позволяющего увеличить вместимость кузова и высоту размещения грузов в пределах существующих габаритов подвижного состава.
Размер диаметра колеса существенно зависит от величины нагрузок, передающихся от колеса на рельс, скорости движения поездов, грузонапря-4*	99
Переход на новый профиль колеса связан с необходимостью модернизации колесотокарных станков и измерительных ппибо-ров. Кроме того, при обточке изношенных колес, возможно, придется снимать стр} жкх большой толщины. Исследования по совершенствованию профиля колеса продолжаются [53; 91].
Для улучшения взаимодействия колесной пары и пути за счет снижения сил. обусловленных необрессореннымп массами, улучшения плавности хода и уменьшения возникающего при его движении шума во многих странах предпринимаются попытки создания упругих к о-л е с. На рис. V.6 показано упругое колесо, применяемое в некоторых сериях вагонов Московского и других метрополитенов. В этом колесе особой формы бандаж 8 насажен не на колесный центр, а на центральный диск 7. Для дополнительного крепления бандажа предусмотрено предохранительное кольцо 9. Между центральным диском 7 и колесным центром 11 расположено восемь резиновых вкладышей 6, подверженных сдвигу, что наиболее рационально для резиновых частей.
Рис. V.6. Упругое колесо
Вкладыши с двух сторон армированы стальными листами. Посредством нажимной шайбы 3 и шпилек 2 с гайками 1, попарно связанными пластинчатыми шайбами 12, вкладыши 6 прижаты к колесному центру 11 и центральному' диску 7. Нажимная шайба 3 фиксируется штифтами 4 и болтами 5. Для отвода тока от колеса в рельс имеются два гибких шунта 10, соединяющих колесный центр с центральным диском. Испытания показали. что применение таких колес приводит к уменьшению ускорений, особенно не-обрессоренных масс вагона, а также к уменьшению боковых сил и коэффициентов динамики. Резиновые элементы хорошо гасят колебания высокой частоты, в том числе и шумовые колебания, однако они имеют малый срок службы. Этот срок увеличивается при правильном подборе вкладышей по их жесткости.
Уменьшение массы колеса и повышение его упругости достигается также при применении колесных центров, изготовленных из а л ю м и н и е в ы х сплавов. Опытные образцы таких центров из сплава марки АМгб изготовлены Уральским вагоностроительным заводом в 1966 г. и испытаны Днепропетровским институтом инженеров транспорта.
В США после четырехлетних испытаний в 1969 г. заказана крупная партия колес с центрами из алюминиевого сплава. К 1973 г. их пробег составил около 1 млн. км, рекламаций не поступало [38]. Однако такпе колеса имеют бандажную конструкцию, в которой получение надежного соединения стального бандаж? с центром из алюминиевого сплава осложняется существенным различием величин коэффициента линейного расширения этих металлов. Нелегко также обеспечить надежное соединение такого центра со стальной осью. Для предотвращения нагрева бандажей тормозными колодками в вагонах ФРГ с такими колесами применяют дисковые тормоза. В ГДР и ФРГ ведутся также исследования возможности применения колесных центров из стеклопластика.
Представляют интерес исследования по совершенствованию формы, материала и технологии изготовления цельнокатаных колес. Например, металлургическим заводом в г. Осака (Япония) изготовлены цельнокатаные колеса с гофрированными дисками, в результате чего достигнуто уменьшение массы колеса на 17% и снижение уровня шума на 3—12°6. Одна из конструкций таких колес показана на рис. V.7.
Рис. V.7. Колесо с диском волнистого профиля
98
а б л и ц а
Номинальный диаметр колеса, м	Вертикальная нагрузка от колеса на рельс, кН	Отношение вертикальной нагрузки от колеса на рельс к диаметру колеса. кН/м
0,710	96	135
0.760	104	137
0,835	117	140
0,915	129	141
0,965	138	143
1,015	146	144
1,065	155	145
женности железных дорог и других условий эксплуатации. Поэтому в новых пассажирских вагонах железных дорог СССР в связи с осуществленным в последние годы значительным снижением тары применяют колеса диаметром 950 мм вместо 1050 мм. Возможно дальнейшее уменьшение диаметра колес облегченных пассажирских вагонов. Например, в вагонах облегченных поездов американской фирмы «Бадд» колеса имеют диаметр 762 мм, а в вагонах типа «Икс» — 711 мм.
В США рекомендованы следующие соотношения между вертикальной
нагрузкой и диаметром колеса (табл. V.5). В последние годы в США строили вагоны с большими соотношениями этих величин, но из-за неблагоприятного воздействия на путь нагрузки пришлось уменьшать до 146 кН [92], а диаметр колеса увеличивать до 1143 мм [106]. Приведенные в табл. V.5 нормы справедливы для грузонапряженности американских железных дорог. В Советском Союзе средняя грузонапряженность в 6—7 раз больше, чем в США, поэтому указанные вертикальные нагрузки следует уменьшать. В настоящее время они не превышают 120 кН/м, а в опытных конструкциях — 130 кН/м. Такие же нормы приняты и в ФРГ, где имеется значительно меньшая грузонапряженность, чем в СССР. Во Франции для грузовых вагонов этот параметр не должен превышать 103 кН/м, а для пассажирских он принят 40—80 кН/м. В Англии для отдельных конструкций вагонов (например, цистерн) он достигает 130 кН/м, а у вагонов, эксплуатирующихся на одной из веток, — 145 кН/м.
При большой грузонапряженности дорог определяющее значение имеет усталостная прочность колес и рельсов. По данным ВНИИЖТ, уменьшение диаметра колеса с 950 до 900 мм повышает контактные напряжения только на 4—5%, однако усталостные повреждения рельсов увеличиваются на 30—35%. Поэтому в качестве мероприятий, позволяющих уменьшить диаметр колеса, рекомендуются выбор рациональных марок стали, совершенствование термической обработки и другие средства повышения усталостной прочности и износостойкости колес и рельсов.
На железных дорогах США номинальный диаметр колес грузовых вагонов составляет 838 мм, пассажирских — 914 мм; в платформах для перевозки контрейлеров (с пониженным полом) применяют колеса диаметром 711 мм, а в большегрузных вагонах —914 и 965 мм. Таким образом, в последние годы в США проявляется тенденция к увеличению диаметра колеса для вагонов повышенной грузоподъемности. В Японии диаметр колес принят 860—910 мм, в Англии — 940 мм, в ГДР, ФРГ и большинстве других стран Западной Европы — преимущественно 1000 мм, а в последнее время в вагонах тележечных конструкций — 920 мм.
Сложной задачей является также правильный выбор толщины обода колеса. Уменьшение толщины обода позволяет существенно облегчить колесо (у обычных колес 2/3 их массы приходится на обод), т. е. снизить тару вагона, и, что особенно важно, за счет необрессоренных частей, уменьшить пределы изменения диаметра колеса в эксплуатации и соответственно сократить разность высот продольных осей автосцепок в поезде, благодаря чему повышается безопасность движения поездов и уменьшаются напряжения в автосцепном устройстве и раме кузова вагона.
Однако уменьшение толщины обода, кроме перечисленных положительных последствий, при прочих неизмененных условиях (нагрузка на колесо, пробег колесной пары, интенсивность торможения, химический состав и 100
Для вагонных колесных пар железных дорог широкой колеи СССР размер натягов выбирают в пределах 0,10—0,25 мм.
Контроль за качеством прессового соединения осуществляется по индикаторной диаграмме, показывающей изменение усилия по длине сопрягаемых поверхностей в процессе напрессовки колеса на ось. Анализ индикаторных диаграмм и других факторов, характеризующих напрессовку колеса на ось, рассматривается в курсе «Технология вагоно
строения и ремонта вагонов».
Поскольку усилия напрессовки, вычисленные по формуле (V.3) и принимаемые при формировании колесных пар, в несколько раз превышают наибольшие силы, возникающие при движении вагона по прямым и кривым участкам пути и стремящиеся сдвинуть колесо с оси, можно было бы считать прочность прессового соединения вполне достаточной. Между тем в эксплуатации иногда возникают сдвиги колес на осях. Поэтому целесообразно уточнить влияние некоторых факторов, снижающих прочность прессового
соединения.
Под действием вертикальной нагрузки Р верхние волокна подступичной части оси растягиваются в продольном (аксиальном) направлении, а нижние — сжимаются (рис. V.8). Этим деформациям препятствуют силы трения, возникающие на посадочных поверхностях. Вследствие деформаций оси и действия сил трения возникают также деформации ступицы колеса. Поскольку величины деформаций оси и ступицы различны, а их разница по краям посадочных поверхностей при значительных силах Р превышает величину
предельного упругого смещения, происходит проскальзывание этих поверхностей. При вращении колесной пары изменяется направление проскальзывающих волокон. Такое проскальзывание снижает прочность соединения колеса с осью. О наличии зон проскальзывания OF A, OJBG, ОГКС и OED свидетельствует образование в этих местах коррозии трения в процессе эксплуатации колесных пар. Кроме зон проскальзывания, имеется и зона неподвижного контакта ОАВОгСО. С увеличением нагрузки Р и обусловленных ею деформаций изгиба оси площадь зон проскальзывания возрастает,
а зона неподвижного контакта уменьшается.
Поскольку в условиях эксплуатации колесо на оси удерживается преимущественно силами упругости, действующими по площади неподвижного контакта, для определения силы, сдвигающей колесо с оси, в уравнении (V.3) необходимо S заменить этой площадью.
Аналогичные зоны скольжения и неподвижного контакта возникают
при действий на колесную пару и других нагрузок, вызывающих изгиб оси, например горизонтальных поперечных сил, приложенных к гребню колеса.
Такие силы могут достигать больших величин при движении вагона по крестовине стрелочного перевода и неблагоприятном сочетании некоторых факторов. Для нормального прохода колесной пары по крестовине
Рис. V.8. Зоны деформаций наружных слоев посадочных поверхностей подступичной части оси и ступицы колеса при действии вертикальной нагрузки
расстояние между внутренними гранями ободов колес должно превышать расстояние между рабочими гранями головки контррельса и усовика крестовины. Однако при превышении этого размера крестовины за пределы допустимого и уменьшения расстояния между внутренними гранями колес вследствие изгиба оси под нагрузкой и нагрева колес при интенсивном торможении, а также при большом прокате колес и износе головок рельсов может не только отсутствовать необходимый зазор
102
термическая обработка стали и т. п.) сокращает срок службы колеса, который определяется преимущественно величиной проката, наличием выщербин и других дефектов в ободе. При композиционных тормозных колодках, вызывающих большие термические напряжения в колесах, случаи разрушения чаще наблюдаются в ободах малой толщины. Сокращение срока службы колес вызывает увеличение потребности в их количестве. В результате повышаются затраты на смену колес и капитальные вложения, необходимые для их изготовления.
Следовательно, уменьшение толщины обода необходимо компенсировать повышением износостойкости и прочности колеса.
На железных дорогах СССР применяют колеса, которые после образования предельно допустимого проката или других дефектов подвергают нескольким обточкам, удлиняя, таким образом, срок службы колес. В некоторых странах (например, в США, Англии, Франции), кроме многократно обтачиваемых колес, применяют колеса с более тонкими обедами, рассчитанными на эксплуатацию, с одной-двумя дополнительными обточками или без обточки. Опытная партия колес с тонким ободом, не рассчитанным на повторную обточку, в пассажирских вагонах железных дорог СССР имела срок службы около трех месяцев. Сокращенный срок службы таких колес в некоторых случаях окупается достигаемым уменьшением их массы.
V.5. Соединение колеса с осью
Широко распространенным способом соединения колеса с осью является прессовая посадка. Колесо, у которого диаметр отверстия в ступице меньше диаметра подступичной части оси, с большим усилием напрессовывают на ось, в результате чего достигают прочное соединение колеса с осью.
Для обеспечения необходимой прочности соединения и предотвращения перенапряжения соединяемых частей колесной пары необходимо правильно выбрать величину усилия напрессовки, которое должно превышать силу трения, развиваемую на сопрягаемых поверхностях.
Приближенно усилие напрессовки колеса на ось определяется по формуле
#наи = Np,	(V.2)
где N — нормальное давление на сопрягаемых поверхностях;
р — среднее значение коэффициента трения на этих поверхностях.
Величину нормального давления можно представить в виде произведения средней величины контактного удельного давления р на площадь по поверхности сопряжения S = ndK/K, где dK — диаметр, а 1К — длина поверхности контакта. Принимая диаметр поверхности контакта равным диаметру подступичной части оси d2, а величину /к — равной длине ступицы /ст и подставляя эти величины в формулу (V.2), получим
^нап pstd2l(:Tii	Sq,	(V.3)
где q — удельная сила трения.
Величина контактного давления р зависит от материала, формы и размеров сопрягаемых элементов, в частности она прямо пропорциональна натягу. Величина коэффициента трения ц зависит от качества обработки и твердости сопрягаемых поверхностей, вязкости масла, покрывающего при напрессовке контактирующие поверхности, скорости напрессовки, величины контактного удельного давления.
Из перечисленных факторов особенно существенное значение имеет натяг. Малая его величина может не обеспечить необходимой прочности прессового соединения, а большая может вызвать опасные для прочности оси напряжения.
Ю1
между гребнем колеса и усовиком крестовины, но и появиться большое усилие, передающееся от крестовины на колесо.
Интенсивный нагрев обода колеса при торможении, распространяемый и на ступицу, также снижает прочность соединения колеса с осью.
Прочность соединения колеса с осью зависит от величины и распреде тения переменных напряжений изгиба в оси [23].
Проводились исследования по применению тепловой посадки, при которой нагретую ступицу колеса свободно надевают на ось; после остывания колесо прочно соединяется с осью.
Тепловая посадка обладает следующими преимуществам и по сравнению с прессовой:
не возникают механические повреждения сопрягаемых поверхностей в процессе напрессовки, которые снижают усталостную прочность колесной пары;
повышаются усилия распрессовки колес (за исключением случаев интенсивного их нагрева), по которым обычно оценивают надежность соединения колеса с осью.
Н едостатками тепловой посадки являются:
увеличение (примерно в 2 раза) повреждения подступичной части оси у краев ступицы от коррозии трения. Это, видимо, объясняется тем, что в процессе эксплуатации колесной пары срезаются имеющиеся на посадочных поверхностях неровности («гребешки»); при прессовой посадке эти неровности срезаются главным образом во время напрессовки колеса;
отсутствие индикаторной диаграммы, характеризующей качество прессового соединения колеса с осью. Проверка прочности тепловой посадки величиной силы, при которой не должен происходить сдвиг колеса, не исключает возможности перенапряжения оси и ступицы;
усложнение снятия колес с оси (необходимость предварительного подогрева колеса для предупреждения задиров посадочных поверхностей);
большие затраты электроэнергии на подогрев колес перед насадкой на оси;
необходимость увеличения продолжительности формирования и расформирования колесных пар;
необходимость увеличения площади колесного цеха — выделения участка для охлаждения колес после насадки.
Для предупреждения коррозионных повреждений подсгупичной части оси рекомендовалось применять лаковые покрытия. Однако при нагреве ступицы колеса до gO—80° С, возможном в результате интенсивного торможения вагонов с обычными колодочными тормозами, из-за размягчения лаковой пленки происходило резкое уменьшение усилий, необходимых для сдвига колеса. Так, за два месяца 1967 г. было обнаружено 18 случаев сдвига и проворота колес из числа 1082 колесных пар, сформированных тепловым способом на Уральском вагоностроительном заводе (Уралвагонзавод). Поэтому решено изъять все эти колесные пары из эксплуатации и впредь до устранения недостатков, снижающих надежность соединения, воздерживаться от применения тепловой посадки.
В последнее время проведены исследования с применением нового вида покрытия (полиметилсилоксановая жидкость ПМС-150), защищающего посадочные поверхности от коррозионных повреждений и обеспечивающего хорошую прочность соединения колеса с осью при повышенных температурах. Тепловая посадка применяется при формировании колесных пар тепловозов.
Для решения вопроса целесообразности использования тепловой посадки необходим подробный технико-экономический расчет, оценивающий все положительные и отрицательные факторы, свойственные этому способу соединения колес.
В ФРГ проводятся исследования [43] по применению клеевого соединения колес с осью при уменьшенном натяге. При этом также используется тепловая посадка. Уменьшение натяга в 3—5 раз снижает напряжения от посадки в ступице колеса, а в подступичной части оси — втрое, что повышает прочность колесной пары при меньшей ее массе.
Увеличение интенсивности эксплуатации вагонов сокращает срок службы колес, в связи с чем требуется более часто снимать их с оси. Снятие колес с оси способствует также более надежному выявлению трешин в подступичных частях. Однако при снятии колеса в оси нередко возникают задиры, которые иногда не удается устранить обточкой в пределах допустимых диаметров.
Для устранения таких задиров и уменьшения усилий, необходимых для снятия колеса с оси, в стенке ступицы колеса просверливают отверстия и на внутренней поверхности ступицы протачивают канавку (рис. V.9). Через эти отверстия и канавку под большим давлением нагнетают масло, которое просачивается по всей поверхности сопряжения оси и ступицы и обеспечивает полужидкостное трение при снятии колеса с оси. Такой способ снятия колеса с оси, называемый маслосъемом, применяется на некоторых зарубежных железных дорогах и испытывался в СССР. Проведенные у нас опыты но применению маслосъема не дали положительных результатов, что, видимо, обусловлено наличием овальности и конусности подступичной части оси и отверстия ступицы,
103
из-за чего не удавалось достичь просачивания масла по всей поверхности сопрягаемых элементов.
Кроме рассмотренного неподвижного соединения колес с осью, в некоторых случаях применяют вращающиеся относительно оси колеса (например, в вагонах поездов типа Талго в Испании и США), а также колеса, легко изменяющие свое положение на оси в зависимости от ширины колеи, — раздвижные колесные пары.
Первый патент на раздвижную колесную пару был выдан в 1898 г. С тех пор задача создания удачной конструкции раздвижной колесной пары пользуется постоянным вниманием изобретателей. В 1968 г. проводился международный конкурс на конструкцию колесной пары, пригодной для эксплуатации на дорогах различной
колеи. Технические условия этого конкурса, выдвинутые испанскими железными дорогами, предусматривали возможность создания двух типов колесных пар:
с неподвижной осью и вращающимися колесами;
с колесами, вращающимися вместе с осью и имеющими возможность перемещаться вдоль оси при переходе на колею другой ширины.
Колесные пары первого типа испытывались в вагонах поезда, курсировавшего между Женевой (ширина колеи 1435 мм) и Барселоной (ширина колеи 1668 мм).
Конструкции колесных пар второго типа разрабатываются в ГДР с 1951 г. В результате совместного участия заводов и научно-исследовательских институтов были созданы раздвижные колесные пары типов ДР-Ш (масса 2200 кг) и ДР-IV (масса 1700 кг), применяемые в вагонах международного сообщения.
В Советском Союзе с 1957 г. ведутся работы по созданию надежных и экономически целесообразных конструкций раздвижных колесных пар. Одна из таких конструкций (типа ТГ-14), предложенная Брянским машиностроительным заводом [8, с. 103—104], также имеет значительную массу (1860 кг), что является недостатком наряду со сложностью.
Более совершенная конструкция разработана работниками Уралвагонзавода и ВНИИЖТ.
Технико-экономические расчеты показывают, что при перевозке некоторых грузов применение раздвижных колесных пар, несмотря на повышение тары вагона, увеличение порожнего пробега, стоимости ремонта и содержания, обеспечивает более низкие капитальные вложения и эксплуатационные расходы по сравнению с использованием перегрузки груза на пограничных станциях. Бесперегрузочное сообщение сокращает потери грузов и ускоряет их доставку, обеспечивая экономию оборотных средств.
Большая эффективность применения раздвижных колесных пар достигается в вагонах, осуществляющих перевозки на короткие расстояния, а также в рефрижераторном подвижном составе.
V.6. Повышение прочности и надежности оси колесной пары
В последние годы в Советском Союзе осуществлены меры по повышению прочности и надежности осей, в результате чего увеличилась их долговечность. Однако задача дальнейшего повышения прочности осей остается актуальной. Особенно необходимо совершенствовать подступичные части, поскольку трещины в них возникают в несколько раз чаще, чем в шейках и средних частях, что характеризует нерав-нопрочиость конструкции.
Если принять длину подступичной части не превышающей длину ступицы колеса, а ее диаметр превосходящим диаметры примыкающих к ней элементов, то согласно исследованиям ВНИИЖТ в такой подступичной части по сравнению со стандартной уменьшаются пики напряжений у кромок ступицы. Продольные (аксиальные) напряжения от насадки колеса становятся сжимающими вместо растягивающих. Алгебраически суммируясь с напряжениями от вертикальных и боковых сил, они уменьшают суммарные напряжения в наиболее опасной растянутой зоне подступичной части оси. Поэтому увеличение усилий напрессовки при такой форме подступичной части оси неопасно для ее прочности.
Проскальзывания посадочных поверхностей такой оси и колеса уменьшаются, и в результате снижается коррозия трения, что способствует повышению предела выносливости подступичной части оси.
При рассматриваемой форме подступичной части площадь неподвижного контакта посадочных поверхностей существенно больше, чем у стандартной оси, а сле-104
довательно, и больше прочность соединения колеса с осью. Если же при такой конструкции оси производить переформирование колесных пар, устанавливая колеса применительно к колее 1435 мм, то ступицы колес будут нависать над средней частью оси на 40 мм с каждой ее стороны. Чтобы не снизить прочности прессового соединения в этом случае, рекомендуется повысить конечные усилия напрессовки с 360— 540 до 440—620 кН на каждые 100 мм диаметра подступичной части оси. Для предупреждения роста контактных давлений целесообразно увеличить минимально допустимую длину ступицы колеса с 180 до 188 мм.
Согласно исследованиям ВНИИЖТ целесообразно придать оси форму, изображенную па рис. V. 10. Для получения возможно большего перепада диаметров подступичной и средней части оси средняя часть имеет цилиндрическую форму, а для снижения концентрации напряжений в месте сопряжения выбрана соответствующая конфигурация галтели.
Недостатками колесной пары с такой осью являются трудность выявления скрытых дефектов оси магнитным и ультразвуковым дефектоскопами под свисающими краями ступицы '.колеса, а также сложность выполнения упрочняющей накатки галтелей в местах сопряжения подступичных частей оси со средней частью.
Масса оси новой конструкции на 24 кг меньше, чем соответствующей стандартной, что наряду с увеличением долговечности может обеспечить существенный эффект. Такие оси находятся в опытной эксплуатации.
Следует отметить, что подобная конструкция оси была создана на заводе «Красное Сормово» еще в 1929 г. Оси подобных форм имеются в ГДР, ПНР, НРБ и некоторых других странах.
V.7. Силы, действующие на колесную пару
Для расчета на прочность колесной пары, как и любой другой части вагона, необходимо:
определить действующие на нее силы;
установить возникающие в ее элементах напряжения;
оценить прочность и долговечность рассматриваемой конструкции.
Колесная пара испытывает воздействие почти всех нагрузок, действующих на вагон. Определим те из них, которые наиболее существенно влияют на прочность колесной пары и учитываются в расчете оси, разработанном ВНИИЖТ.
105
Вертикальная статическая нагрузка груженого вагона (брутто,) приходящаяся на шейку оси, вычисляется по формуле
Р = тбр—тоткп4-2^0	„ l-px	(у 4)
ст	2т0	ё ~2~~ ’	' '
где тбР— масса вагона брутто;
т0 — число колесных пар в вагоне;
ткп — масса колесной пары;
тш — масса консольной части оси (от торна оси до плоскости круга катания колеса);
g — ускорение силы тяжести;
% — средняя величина коэффициента использования грузоподъемности вагона (для пассажирских вагонов X = 1).
Следовательно, по формуле (V.4) в нагрузку шейки включается часть веса оси колесной пары и учитывается неполное использование грузоподъемности при эксплуатации вагонов.
Вертикальная динамическая нагрузка, обусловленная колебаниями обрессоренных колес, определяется по формуле
Р k
1 С'ГЧД’
(V.5)
где k,, — коэффициент вертикальной динамики.
На основе статистической обработки опытных данных и теоретического анализа с учетом вероятности повторения динамических нагрузок ВНИИЖТ рекомендует формулу
=
\ /Ст
(V.6)
Здесь %в — величина, зависящая от осности тележки;
А — величина, зависящая от гибкости рессорного подвешивания вагона;
В — величина, зависящая от типа вагона;
v — скорость движения вагона, м/с;
fCT — статический прогиб рессорного подвешивания, м.
Значения величин А, В и Хв приведены в табл. V.6.
Величины, указанные в табл. V.6, установлены для грузовых вагонов с тележками одинарного подвешивания при /,.т = 0,018 4- 0,05 м и для пассажирских вагонов с тележками двойного подвешивания при /ст > 0,1 м.
Учитывая несимметричность колебаний, вертикальную динамическую нагрузку считают приложенной к одной шейке, а на другой ее принимают равной нулю.
Таблица V.6
Тип вагона	Диапазон скоростей, м/с	д	В- 10*	D	?-в	Лг	б
Грузовой: четырехосный	15—33	8,125(fст—	5,94	13,2	1,0	1,0	1,00
шестиосный	15—33	—0,0463) 8,125 (fCT—	5 94	13,2	0,9	0,9	1.00
восьмиосный	15—33	—0,0463) 8,125 (fCT—	5,94	13,2	0,8	0,8	1,00
изотермический	15—40	—0,0463) 0,06	4.14	13,2	1.0	1,0	0,94
Пассажирский	15—33	0,06	5,94	13,2	1,0	1,0	0,94
»	33—45	0,06	5,94	11,5	1,0	1,0	0,94
106
пс наружному рельсу кривой, и к силе трения Н2, возникающей в месте контакта второго колеса с рельсом. Эта сила
/г, = рЛтв,	(V.11)
где р — коэффициент трения при скольжении колеса по рельсу в поперечном направлении (р — 0,25);
Л'в — вертикальная нагрузка движущегося по внутреннему рельсу колеса на этот рельс.
Силы Нг и Hz уравновешиваются реакцией рамы тележки, называемой поперечной рамной силой Н и определяемой формулой
Д==^^г,	(V.12)
т0
где /гг — коэффициент горизонтальной динамики. Согласно анализу экспериментальных данных
/?г = лгб (0,038 Д- 0,0038v).	(V.13)
Здесь Хг — величина, зависящая от оснос"ч тетежки, а 6 — от гибкости рессорного подвешивания (см. табл. V.6).
Зная величину силы Н и /Д, найдем
	/Д = Н -т- д2.	(V.14)
Вертикальная н	а г р у з г а от сил	инерции необ-
рессоренных масс, на левую шейку оси	действующая;	
на правую шейку	Рщ = rn-Ji,	(V.15)
	Pr2 = m2/2,	(V.16)
где^итг—суммы несбрессоренных масс частей, приходящихся на левую и правую шейки соответственно;
/1й /г — ускорения соответственно левого и правого буксовых узлов.
При определении и т, в них включают массу тш консольной части оси, массу буксы т5 и массу опирающихся на буксу деталей mv. Для тележек грузовых вагонов с центральным рессорным подвешиванием тр представляет собой половину массы боковой рамы и рессорного комплекта, а для тележек пассажирских вагонов •— половину массы буксовых пружин, а также массы укрепленных на буксе карданного привода генератора, про-тиеоюзного устройства и других частей (при их наличии).
В расчете учитывают только низкочастотные ускорения (с частотами до 100 Гц), поскольку ими определяется основная нагрузка оси, причем колесную пару в этом случае можно рассматривать в качестве абсолютно жесткого тела. Принимается условие, обычно возникающее при движении колесной пары по неровностям рельсов; наличие вертикального ускорения одного (в данном случае левого) колеса и отсутствие ускорения другого (правого).
Для принимаемого здесь линейного изменения ускорений по длине оси (см. рис. V.11) ускорение левого колеса
(V.17)
ускорение правого буксового узла
108
тружено-формуле
(V-4)
voyra ка-
подъемно-
ся часть эподъем-
обус-формуле
(V.5)
 ческого НИИЖТ
Рис. Veil. Схема сил, загружающих колесную пару
Вертикальная нагрузка от центробежной с и-л ы, загружающая одну шейку и разгружающая другую, составляет
^ц = ЯцЦ^-,	(V.7)
(V.6)
где Н-и — центробежная сила вагона, приходящаяся на одну колесную пару. Эту силу определяют по формуле (IV. 11), подставляя в нее вместо Р5р вычисленное по выражению (V.4) 2Р,.Т;
hu — высота центра массы вагона от оси колесной пары;
2Z>2 — расстояние между серединами шеек оси.
Вертикальная нагрузка от давления ветра на боковую поверхность вагона, загружающая одну шейку оси и разгружающая другую, определяется формулой
вагонов ,5м и ля при
тческую снимают
Рв^Нв-^—
2b* т0
(V.8)
 ц a V.6 б
где/7в — давление ветра, действующее на вагон и вычисляемое по формуле (IV. 12);
/гв — расстояние от равнодействующей давления ветра до оси колесной пары.
Вследствие медленного изменения во времени центробежной силы и давления ветра вероятность их повторения принимается равной единице и они учитываются так же, как статическая нагрузка.
Суммарная вертикальная нагрузка:
на левую шейку (рис. А'. 11)
Рг = Р^ (1 Ж /гд) 4- Рп 4- Рв;	(V.9)
1,00
9	1,00
б 1 ,00
0,94 0,94 0,94
на правую шейку
Р2 = Рст-Ри-Рв.
(V.10)
Горизонтальные нагрузки от центробежной силы и давления ветра вместе с усилиями взаимодействия колес с рельсами при движении вагона по кривой, которые изучаются в курсе «Динамика вагона», приводятся к боковому давлению Hlt приложенному к колесу, движущемуся 107
<тс кон-
CV.11)
“лереч-k? pt's:y ко-* забываемой
(V. 12)
ИЛИЗУ ЭКС-
(V.13)
нбкости
(V.14)
р И Н е о б-
(V.15)
(V. 16)
г на левую
t X X ЗЛОБ, ь - эй части
Для те-
В тр пред-кта, а f пружин, гора, про-
бами до
1 колес-сткого ка есной едкого (в Г эавого). рлине оси
ускорение средней части оси
/с 9 / К’
где 2 s — расстояние между кругами катания колесной пары;
/2 — расстояние от середины шейки оси до плоскости крута катания колеса.
Сила инерции колеса
РяК = т^к,	(V.19)
где тк — масса колеса.
Сила инерции средней части оси принимается в виде сосредоточенной нагрузки, соответствующей равнодействующей распределенных по длине сил инерции. Она составляет
Рнс = тс /с = y тс jK,	(V.20)
9
где тс — масса средней части оси; приложена на расстоянии ^sot плоскости круга катания левого колеса.
Силы РН1 и Рк2 могут быть приложенными с эксцентриситетами /4 и /5 относительно середин шеек оси. Как следхет из рис. V.11, сила РН1 за-ружает левую шейку, а сила Рн2 разгружает правую шейку.
Если на средней части оси укреплен редуктор или шкив привода генератора, то дополнительно учитывают соответствующие силы инерции.
Из формул (V.15), (V.16), (V.19) и (V.20) следует, что величина рассматриваемых сил зависит от массы необрессоренных частей вагона и их ускорений, которые при неблагоприятных условиях достигают большой величины (до 50g). Поэтому для уменьшения сил инерции целесообразно применять полые оси, облегченные колеса и другие необрессоренные элементы малой массы, снижать жесткость пути, устранять дефекты колес (выбоины, ползуны, неравномерный прокат, неуравновешенность и т. п.), особенно внимательно следить за состоянием пути и колесных пар в зимнее время.
На основе обработки экспериментальных данных и результатов теоретических исследований ускорение левого буксового узла
Ё =
204 — Dv
(V.21)
где D — коэффициент, зависящий от типа вагона и скорости движения (см. табл. V.6);
тн — сумма масс необрессоренных частей, опирающихся на рельс:
тч = ткг тб 4 mv.	(V.22)
Здесь ткп, тБ и тр имеют прежние значения.
Вертикальные реакции рельсов, определенные из условий равновесия (равенство нулю суммы моментов всех рассматриваемых сил относительно точек контакта колес с рельсами), составляют:
р Z=42s
2s
I Ла
2s
к Н Р-^-
2s
-'-Р
— Р 1 НС
н2
(V. 17)
Л'В = Р,^— в	2s
1
^Н2
“ 2s
Т-/-2 ! 2s н
2s
I
(V.23)
3
р	'
2s H1 2s
(V. 18)
где r — радиус колеса;
гг — радиус шейки оси (при роликовых подшипниках в этих и последующих формулах допустимо принимать t\ = 0).
109
V	.8. Расчетные нагрузки и режимы нагружения оси колесной пары
¥\а рис. V .Y2. показана схема нагружения оси. Взамен удаленных колес в опорных местах оси приложены силы Ну и Нч_и моменты.’.

Мп ==	(V.25)
«•” на Р-ьс. мую диском колеса ЗЛШГТРг/) гтн, бУС0В0Г0 /Штр/яишае-У ялffV(РрУГОСТИ. Коэффициент, оценивающий эту упругость, согласно экспериментальным данным принимают fi =0,7.
Вертикальные реакции в опорах оси, определенные из условий равенства нулю суммы моментов всех сил относительных этих опор, составляют:

М р„ _р l*+l?~2s _ И + п “ 2s	2s	2s
(V.26)
+ — Рнс — Р4 — — Р Ли л 3 не 1 2s ।
Hanpi )т статиче iei рузки
Наиболее напряженными являются следующие сечеНИЯ ОСИ’ / — у внутренней кромки заднего роликового подшипника; II - по внутренней галтели шейки („а расстоянии 1 длины переходного участка ОТ ia4»TM.
Vi	круга катания; IV — в середине осн.
Изгибающие моменты от всех рассматриваемых расчетных нагрузок в этих сечениях:
М, = Л Ze 4- РН1 (Z4 4- Z6) 4- /Try,
= Л Zs 4- ₽П1 (/4 н- А>) 4- Ят1;
Л1= Л У 4- РЛ (У 4- /2) + НГ14- Му,
М, = Л Щ + Р1Л (Zt 4- Z.,) - Н,у 4-М ч - Л\ s 4- Ле /7.
ЭТИ К( >еждающи гредела bi ши, то, р шнимальн;
где Z3, 1й и Z? — расстояния, показанные на рис. V.12.
Рис. V.12. Схема приложения сил и опорных моментов к оси колесной пары
В ;исло
По_ д
'азан: : [ЫЙ и." -ериала ' )динак в
По к: ЮДЧИНЯЗГГ ероятг:: 
НО
ИЯ ос;;
згибающие моменты в тех же сечениях от статической нагрузки сос-~яют:
- ' паленных ко-с 1 ы:
(V.24)
(V.25)
В колеса на рельс, S.'., воспринимае-х. енивающий эту
Р =0,7.
условий равен-, Г р, составляют: '
/ИСТ 1 - Рст
^CT2 = jPCT 13’
/14 ст о = М, 4	Рст Р‘
(V.28)
Моменты сопротивления изгибу расчетных сечений:
(V.29)
d-i, г ф — диаметры шейки, подступичной части и середины оси соответственно.
Напряжения от статической нагрузки в расчетных сечениях оси:
Мст 1
^СТ 1
^СТ 2
(V.30)
(V.26)
^ст 4
Напряжения от расчетных нагрузок можно получить, если напряжения статической нагрузки умножить на соответствующие коэффициенты пе-
зузки оси:
оси: 7 — у внутренней начала гал-
н.
х нагрузок
(V.27)
C&maxl
/ИСт 1
’-Алах » -
ст з
Но
Г/ _ -----. ------
mas2
.Ист 2
Д1, я =-------
'''max 4	.
ст 4
(V.31)
Эти коэффициенты называют максимальными. Если принять, что пов-кдающими напряжениями являются все напряжения, начиная с половины щела выносливости о_1дг материала оси в рассматриваемом i-м ее сече-р, то, разделив на напряжения от статической нагрузки, получим шмальные значения коэффициентов перегрузки оси:
С—IT 1 /ОСт 1
^min 4
G—1Д -2 ^Gct 2
Р-1Л4
2ост 4
V.9. Расчет оси на выносливость
при нестационарном режиме нагружения
(V.32)
Рг
\РН2
ры
В оси колесной пары возникают знакопеременные деформации, причем ло циклов нагружения за срок службы оси весьма большое.
Под действием всего комплекса нагрузок амплитуды напряжений, как азано в главе IV, изменяются во времени, т. е. имеет место нестационар-S или неустановившийся режим нагружения. Механические свойства ма-иала оси также не являются постоянными для всей совокупности осей наковой конструкции.
Поскольку нагруженность оси и механические свойства ее материала ииняются статистическим закономерностям, целесообразно оценивать их оятностными характеаистиками.
Hi
V.8. Расчетные нагрузки и режимы нагружения оси колесной пары
Изги авляют:
На рис. V.12 показана схема нагружения оси. Взамен удаленных колес в опорных местах оси приложены силы Н1 и 7za и моменты:
/Ил = h\r - (1 - Р) (/4 + /2)РН1;
(V.24)
Моме
Л4П = H.J-.
(V.23)
Формула (V.24), помимо момента от бокового давления колеса на рельс, учитывает также часть момента сил инерции буксового узла, воспринимаемую диском колеса за счет его упругости. Коэффициент, оценивающий эту упругость, согласно экспериментальным данным принимают р = 0,7.
Вертикальные реакции в опорах оси, определенные из условий равенства нулю суммы моментов всех сил относительных этих опор, составляют:
. = р lj+2s_ р	р
л	2s ‘I ы 2s Hl . 2s
9
3
нс . 2s -г d. 2s
D„ LcJLs_p „ h.+lt-'R _H r + r, 2s	2s	‘ 2s
(V.26)
Наиболее напряженными являются следующие сечения оси: I — у внутренней кромки заднего роликового подшипника; II — по внутренней галтели шейки (на расстоянии - длины переходного участка от начала галтели); III — в плоскости круга катания; IV — в середине оси.
Изгибающие моменты от всех рассматриваемых расчетных нагрузок в этих сечениях:
?Л.г = Р1/3-{-Рн1(/4 + /,) + Ягг;
Л13 = I\ U + Р-л (li + IV)	Ht\ -J- 7ИП;
м4 = Pl b, + РИ1 (Il + Z2)	НГ1 + Мл —	s + Рнс 17,
(V.27)
де di,
Hanpj
Напря it статиче< югрузки <
Эти ко >еждающи1 Iредела вь 1ИИ, то, р шнимальнг
где ls, 16 и L,— расстояния, показанные на рис. V.12.
Рис. V.12. Схема приложения сил и опорных моментов к оси колесной пары
В
мело пшг-ао
Под д
 азанэ г ый или --ериала ос» щинаков: 
Поскол» юдчиняет _1 ероятк :с—~
110
Изгибающие моменты в тех же сечениях от статической нагрузки составляют:
^ст 1 — Рат	
^ст 2 — Рст	(V.28)
Мст3 = Мст4 = Рст	
Моменты сопротивления изгибу расчетных сечений:
(V.29)
где dx, <4 и <4 — диаметры шейки, подступичной части и середины оси соответственно.
Напряжения от статической нагрузки в расчетных сечениях оси:
_ Л4СТ1 .	Л л —	Л4СТ 2	
117, ’	<JCT 2		(V.30)
	*^СТ 9.	Л . —	/11Ст 4	
СТ ''	Ц73 '	vct 4	Ц74	
Напряжения от расчетных нагрузок можно получить, если напряжения от статической нагрузки умножить на соответствующие коэффициенты перегрузки оси:
	М}	.11»	
ГУ.	—			
“maxi ашах я ==	Л4Ст 1	“max 2	,,	> TH СТ 2 .lld	(V.31)
	A1Ct з	max 4 /н СТ 4	
Эти коэффициенты называют максимальными. Если принять, что повреждающими напряжениями являются все напряжения, начиная с половины предела выносливости о_1дг материала оси в рассматриваемом i-м ее сечении, то, разделив на напряжения от статической нагрузки, получим минимальные значения коэффициентов перегрузки оси:
о—1Д 1 “miu 1 = ~~
Z°CT 1
__ О—1Д 2
'min 2
2ост 2
_ О-гд з . ^min 3 — 9	,
zgCt з
(V.32)
г/ —	4
^Ост 4
V.9. Расчет оси на выносливость при нестационарном режиме нагружения
В оси колесной пары возникают знакопеременные деформации, причем число циклов нагружения за срок службы оси весьма большое.
Под действием всего комплекса нагрузок амплитуды напряжений, как азано в главе IV, изменяются во времени, т. е. имеет место нестационарный или неустановившийся режим нагружения. Механические свойства ма-эриала оси также не являются постоянными для всей совокупности осей одинаковой конструкции.
Поскольку нагруженность оси и механические свойства ее материала подчиняются статистическим закономерностям, целесообразно оценивать их вероятностными характеристиками.
ill
Таким образом, необходим расчет оси на усталостную прочность по критериям теории вероятностей и математической статистики. Для этого не-	&
обходимы кривые распределений амплитуд напряжений, а также функции	J
статистического распределения пределов выносливости оси в ее расчетных	s
сечениях. В настоящее время имеется достаточно данных о закономерностях	с
нестационарного режима нагружения оси, по которым можно установить	г
характеристики распределений амплитуд напряжений. Сведения о статистических закономерностях пределов выносливости осей недостаточно полны	i
для выяснения вероятности их разрушения. До получения этих сведений расчет оси можно выполнять на основе известных методов расчета деталей на прочность при нестационарном режиме нагружения. При этом выбор допустимого запаса усталостной прочности должен основываться на многолетнем опыте эксплуатации осей с учетом статистических данных по их усталостным разрушениям.
Поскольку основными напряжениями в оси являются напряжения изгиба, запас усталостной прочности можно определить по формуле
П = -^. ,	(V.33)
оэ
где о_ 1Д — предел выносливости оси при круговом изгибе (симметричном цикле);
оэ — эквивалентное напряжение, представляющее собой амплитуду условного (расчетного) стационарного режима нагружения, действие которого по опасности разрушения такое же, как действительного нестационарного режима.
Величину предела выносливости сг_1д следует определять на основе испытаний натурных осей. Определение сг_1д путем испытаний лабораторных образцов и последующего пересчета полученных результатов с помощью поправочных коэффициентов (масштабного фактора, эффективного коэффициента концентрации напряжений, коэффициента, учитывающего состояние поверхности), несмотря на значительно меньшую трудоемкость, быстроту и дешевизну, не обеспечивает необходимой точности.
Результаты испытаний натурных осей во ВНИИЖТ приведены в табл. V.7.
Данные табл. V.7 подтверждают также большую эффективность упрочняющей накатки.
В формуле (V.33) действие амплитуд нестационарного режима по эффекту накопления повреждений приводится к действию эквивалентного стационарного режима с амплитудой оэ. С этой целью используются формулы 1V.27) и (IV.38) применительно к натурной детали.
Таблица V.7
Участок оси	Состояние поверхности	Схема испытаний	База испытаний, млн. циклов	Предел выносливости О-i л. МПа
Шейка свободная	Накатанная	Изгиб в одной	50	150
Шейка с ролико-	Шлифованная	плоскости Круговой изгиб	100	70—90
вым подшипником То же	Накатанная	То же	100	140—170
Подступичная	Шлифованная		100	60—80
часть с напрессованным колесом То же	Накатанная	»	100	130—140
Средняя часть	Черная	]	Изгиб в одной	50	125
То же	Обточенная	!	плоскости в кор-	50	135
	Накатанная J	розионной среде	50	180
112
В рассматриваемом расчете оси принимают, что минимальное число изменения амплитуд напряжений, подставляемое в формулу (IV.27), составляет nt ш1п = 104, а повреждающими напряжениями являются 0,5o_i3 of огаар т. е. нижним пределом интеграла в формуле (IV.38) будет olrjl,, = 0,5о_1д. Из-за отсутствия необходимых данных в формулах (IV.27) и (IV.38) принимают sp = 1.
Подставляя в формулу (V.33) значение оэ согласно выражению (IV.38), получим
т f г	.
п =	(V.34)
I /	2т С
I/	Л'с-—
*	о	J
1Д 0,5О_1д
Выполненные исследования [41], показывают, что амплитуды напряжений ог в оси имеют логарифмически нормальный закон распределения, т. е. логарифм амплитуды напряжений In ог распределен нормально.
Функция плотности распределения вероятности амплитуд напряжений в оси
/(О) =
при о > 0;
при о 0,
(V.35)
где In £ = /VI | In о | — математическое ожидание 1по;
Sh = 7? | In о | — дисперсия In о;
sH — среднее квадратическое отклонение логарифмов амплитуд напряжений.
Определив М | 1п о | , подставив его в выражение (V.35), а последнее — в формулу (V.34), получим после ряда преобразований [13]
Sotmin /1Д
s,2,	V Лгс [Ф (Zmax)—Ф (гпИп)]
-д- (т- 1)
е z
SH
In C'.lriax-p
ГДе	==	¥1
(V.36)
(V.37)
(V.38)
sa = J/%-^ -21namax ;	(V-39)
aI[iax и arrJn — коэффициенты, определяемые соответственно формулами (V.31) и (V.32);
— число, определяющее границы доверительного интервала статистического распределения. Для пассажирского вагона t0 = 4,5, для наиболее интенсивно эксплуатируемого грузового вагона (полувагона) t0 = 4; Ф (zmax) и Ф(211,Ь1) — интегралы вероятностей, определяемые из уравнений:
гшах__и2
Ф(2тах)=—[ е 2 dz;
1/2л J гт1п_____гг
ф (2min) = —f е 2 dz
У2я J
г1
(¥-40)
I
I
(V.41)
113
a-
Рис. V.13. Номограммы для определения минимального значения коэффициента перегрузки оси в зависимости от атах и п (цифры на прямых):
а — накатанная ось грузового вагона; б — ненакатанная ось грузового вагона; в — накатанная ось пассажирского вагона
Расчет оси рассмотренным методом весьма трудоемок по объему вычислительных работ, особенно при необходимости учета различных вариантов нагружения. Поэтому для уменьшения трудоемкости расчета целесообразно использовать ЦВМ. Во ВНИИЖТ разработана программа расчета запаса усталостной прочности оси применительно к вычислительной машине «Урал-4» [77, с. 123—132].
В осях с ременно-редукторно-карданным приводом, имеющих на конце гайку со шкивом, возникает сила, которая действует вдоль оси и обусловлена затяжкой гайки. Возникающие при этом напряжения могут быть определены по формуле, приведенной в статье [28].
115
или из специальных таблиц справочников по математике для найденных значений! zmax и zmbr
При расчете осей по формуле (V.36) принимают: базовое число циклов ЛЛ.Л;, = 10s, показатель степени кривой выносливости осей, упрочненных накатыванием, т = 18, не подвергавшихся накатке т = 8.
Число циклов нагружения за весь срок службы оси
д/ 	365SC пл-№	(V.42)
л-Dp (1 Ч-ссцор)
где Sc — среднесуточный пробег вагона, км;
пл — срок службы оси, годы;
Dp — расчетный (средний) диаметр колеса, м;
апор — коэффициент порожнего пробега, равный отношению пробегов вагона в порожнем и груженом состоянии.
В расчетах ВНИИЖТ принято для пассажирского вагона Nc = = 2,7 • 10я циклов, для четырехосного полувагона А'с = 5 • 108 циклов. Исходя из условий взаимозаменяемости осей колесных пар последнюю величину можно принять для грузовых вагонов всех типов.
Вычисленные по формуле (V.36) запасы прочности во всех четырех расчетных сечениях оси (см. рис. V. 12) сравнивают с допускаемыми значениями [nJ установленными на основе опыта эксплуатации.
Тип вагона	[nJ
Пассажирский	. .	..............................2,1; 2,3
Грузовой............... ...........................1,9—2.0
Из указанных рекомендуемых значений запаса прочности по пассажирским вагонам для почтовых, багажных и вагонов-электростанций [п] =2,1, для остальных пассажирских [п]=2,3.
Если в результате расчета во всех рассмотренных сечениях оси получено п 1л.|, то образование трещин в таких осях будет наблюдаться не чаще, чем у надежно эксплуатируемых колесных пар. При п < [/г] ось имеет пониженную долговечность, т. е. ее срок службы будет меньше, чем принято в расчете.
Таким образом, рассмотренный метод расчета сводится к проверке запаса усталостной прочности оси по ее размерам и условиям нагружения. При проектировании вагонов целесообразно определять размеры оси по допустимому запасу усталостной прочности. В этом случае для всех четырех расчетных сечений оси вычисляют минимально допустимые диаметры
з /" ,v>	.	.
^ = 41/ —		(V.43)
У ло_1д i где i = 1; 2; 3; 4;
t — изгибающий момент в i-м расчетном сечении оси от статической нагрузки;
amI[i г — минимальное значение коэффициента перегрузки в i-м сечении оси; , -
о„1д f — предел усталости материала оси в том же сечении.
Исходя из результатов испытаний натурных накатанных осей (см. табл. V.7) можно принять: о_лд1 = о_1д2 = 150 МПа; о_1дз=130МПа и o-j-j 4 = 180 МПа.
Формула (V.43) получена из уравнений (V.30) при подстановке в них значений W; и ост t из формул (V.29) и (V.32).
При расчете оси по формуле (V.43) amln целесообразно определять по номограммам (рис. V.13) исходя из вычисленных величин amas и допускаемых.значений запаса усталостной прочности In] согласно табл. V.8. Эти номограммы справедливы При М_1Я = 10s циклов, т = 18 для накатанной оси и т = 8 для ненакатанной.
114
к левому колесу приложена также горизонтальная реакция Н.
Изгибающие моменты вычисляют в трех расчетных сечениях I—I, II—II и III—IIГ. Мх — у' венутренней галтели шейки, — в плоскости круга катания и М 3 — в середине оси. Для этих сечений они составляют:
(V.48)
где 2d, — расстояние между серединами шеек оси;
2s — расстояние между кругами катания колес;
/1 — длина шейки оси;
г — радиус колеса;
12 — расстояние от середины шейки до плоскости круга катания;
AZt — допустимый износ по длине шейки.
Из уравнения прочности на изгиб Mt = Wt 1о;], где Wi = ^- и i = = 1; 2; 3, определяют наименьшие допускаемые диаметры:
шеики	“>-v Z;;	<v-49)
подступичной	части V „ы '	(V'50)
середины оси	«ы 	<v-51)
Допускаемые напряжения принимают по данным табл. V.8.
По рассчитанным диаметрам выбирают ось колесной пары из числа предусмотренных стандартом. При этом для обеспечения возможной обточки при износе к расчетным диаметрам добавляют: для шейки оси 15 мм при подшипниках скольжения или 2 мм при роликовых подшипниках, для подступичной и средней частей оси 6 мм.
Приведенные в табл. V.8 величины допускаемых напряжений установлены на основе опыта эксплуатации существующих осей с учетом других нагрузок, помимо двух рассмотренных сил. Для осей колесных пар, отличающихся от существующих условиями эксплуатации, формой элементов, материалом, термической обработкой, способом соединения с колесами, эти
напряжения не могут оыть использованы и расчет таких осей следует выполнять более точными методами.
В методе О С Ж Д также принята расчетная схема нагружения оси двумя силами: вертикальной Р = — (1 + р)Ро и горизонтальной боковой Н = аР0. Здесь Ро — статическая нагрузка на ось, определяемая при равномерной загрузке вагона по формуле (V.44), а при неравномерной — графическим способом; а = = 0,34-0,4; р = 0,14-0,2. Значения
Таблица V.8
Вагон	Допускаемые напряжения, МПа, в осн колесной пары		
	В шейке lod	В подступичной части [о2]	В средней части [Оз]
Пассажирский	120	140	130
Г рузовой	140	165	155
117
Рис. V.14. Расчетная схема нагружения колесной пары
V.10. Упрощенные методы расчета оси
Сложные условия нагружения оси, недостаточная изученность ее напряженного состояния и характеристик прочности материала, а также желание облегчить решение данной задачи обусловили применение упрощенных методов расчета.
На железных дорогах СССР применялся расчет оси по формулам МПС; позднее ВНИИЖТ (ЦНИИ МПС) и научно-исследовательским бюро (НИБ) вагоностроения совместно был разработан более совершенный метод. В США применяют метод Рело, отличаю
щийся от метода ЦНИИ—НИБ величиной горизонтальной нагрузки, выб-
ранной из условий предельной устойчивости вагона при его повороте вокруг продольной оси (поперечное опрокидывание). Специалистами ГДР разработан метод расчета оси, принятый в Организации содружества железных дорог социалистических стран (ОСЖД)- В этом методе расчетные на-
пряжения в оси сравниваются с пределами усталости ее материала и определяются запасы усталостной прочности для расчетных сечений.
Рассмотрим методы ЦНИИ—НИБ и ОСЖД расчета оси.
В методе ЦНИ И—Н И Б принято нагружение оси двумя силами: вертикальной 1,25РО и горизонтальной боковой Н — 0,5Ро, где 1,25 — коэффициент, учитывающий действие вертикальной динамической нагрузки; РГ1 — статическая нагрузка на ось от веса вагона брутто, обычно вычисляемая по формуле
, _ mCp —mom, О
ё-
(V.44)
Входящие в эту формулу величины имеют то же значение, что и в формуле (V.4).
Расчетные силы считают приложенными в центре тяжести О вагона (рис. V. 14). Расстояние от оси колесной пары до точки О принимают 1г = — 1,45 м, если оно не установлено техническим заданием на проектирование вагона. Расчетные силы вызывают нагружение:
левой шейки оси
Ц25Ро ,	h______/1	у - i h \	Ро
2 "и	ЧЬ2	\	'	2&s J	2	’
(V.45)
(V.46)
правой шейки оси
р 		 1 ' О	-Д—=/'1,25-	
2	2Д к	2£>2 /
Го
2
Эти силы считают приложенными к серединам шеек.
Вертикальные опорные реакции для левого и правого колес, вычисляемые без учета веса колесной пары, соответственно:
А\ =	1,25РО		= /'1,254	ll-\-r	Ро . '	
	2	2s	к	2s	2 ’	(V.47)
==	1,25РО		= (1,25 —	/г 4-г		
	2	2s		2s	2	
116
коэффициентов аир выбирают в зависимости от конструкции и состояния железнодорожного пути.
Нагрузка на наиболее нагруженную шейку оси (левую по рис. V.14) определяется по формуле
Pi = (— +а-^}Р0,	(V.52)
вертикальная реакция рельса на наиболее нагруженное колесо (левое по рис. V.14) — по формуле
W1 = /,-bL+a2L±L')po>	(V.53)
\	2	2s j
где 2fes, 2s, h и г имеют такие же значения, как в формулах (V.45)—(V.47).
Изгибающие моменты в расчетных сечениях шейки, подступичной и средней частей оси вычисляют по формулам (V.48), а в промежуточных сечениях — по тем же формулам, изменяя соответствующие расстояния от сил до сечений.
Номинальные напряжения изгиба в рассматриваемом i-м сечении оси
(V-54)
где — изгибающий момент в i-м сечении оси;
IFj — момент сопротивления i-ro сечения изгибу.
Запас усталостной прочности для всех расчетных сечений
nt = 2^- •	(V.55)
Of
Для участков оси, где нет концентрации напряжений (шейка, кроме внутренней галтели, средняя часть оси),
<J_iE = о.! ео |3О,	(V.56)
а для участков с существенной концентрацией напряжений (внутренняя галтель шейки, подступичная часть)
где о_т — предел выносливости при круговом изгибе лабораторного образца;
го — коэффициент, учитывающий влияние размеров детали (масштабный фактор);
ро — коэффициент, учитывающий состояние поверхности детали; ka — эффективный коэффициент концентрации напряжений.
Величина определяется на основе испытаний и для применяемых марок стали обычно известна. Величины ео, ро и ko принимают по известным зависимостям (графикам и формулам), имеющимся в литературных источниках [77, с. 115—1181. Эффективный коэффициент концентрации напряжений вследствие прессовой посадки колеса на ось принимают ko = 1,5.
С другими упрощенными методами расчета оси, в том числе и с методом Рело, применяемым в США, читатель может ознакомиться по литерат} ре [77, с. 136—137; 42, с. 41—50].
V	.11. Некоторые положения расчетно-экспериментальной оценки прочности колеса
Расчет колеса — весьма сложная задача, которая может быть решена методами теории упругости. Несмотря на многие выполненные исследования1 и достигнутые успехи, эта задача пока остается нерешенной. На осно-
1 Литература об этих исследованиях указана в [8, с. 118—119].
118
ве таких исследований, например, установлено, что при наклоне диска колеса по сравнению с вертикальным его положением напряжения снижаются на 20—50%, при S -образной форме диска на 20% уменьшаются напряжения от вертикальных и боковых нагрузок, а также напряжения, обусловленные нагревом колеса.
Выполненные с помощью ЦВМ расчеты колеса от действия вертикальных и боковых нагрузок, а также от усилий, возникающих при нагреве в процессе торможения, согласуются с опытными данными.
В учебной литературе [77, с. 84—142] изложены расчеты ступицы колеса и подступичной части оси от усилий, возникающих при напрессовке колеса.
Сложность и недостаточная разработка теоретических методов оценки напряжений в колесах обусловливают необходимость проведения экспериментальных исследований. Выполненные исследования, при которых колеса подвергались действию вертикальных и горизонтальных сил, а также вибрационных нагрузок, позволили оценить влияние отдельных факторов и определить целесообразные конструктивные формы элементов колеса. В частности, установлено, что напряжения у основания гребня колеса увеличиваются с уменьшением толщины обода (на 1 % на каждый 1 мм толщины). Горизонтальные боковые силы вызывают в ободе и диске колеса более высокие напряжения, чем вертикальные нагрузки. Боковые силы, приложенные к ободу колеса с внутренней стороны, вызывают значительно большие напряжения, чем такие же силы, приложенные с наружной стороны колеса. В зоне технологических отверстий, имеющихся в диске колеса, возникает большая концентрация напряжений, особенно под действием боковых сил (коэффициент концентрации достигает 3,7), а также при наличии острых кромок, надрывов и т. п. Получены кривые выносливости дисков при различной их толщине. Экспериментальные напряжения в диске колеса согласуются с расчетными. Оценивались также остаточные напряжения в цельнокатаных колесах.
Сложные проблемы возникают в связи с увеличением скоростей движения. Самые высокие напряжения в колесе возникают в непосредственной близости от точки его контакта с рельсом — контактные напряжения. Если воспользоваться методами расчета, основанными на теории Герца, а также экспериментальными данными, то получим величины, обычно превышающие предел текучести материала колеса. То, что колеса с такими большими напряжениями допускаются к эксплуатации, объясняется местным характером контактных напряжений и образующимся упрочнением (наклепом) поверхности катания. Однако высокие контактные напряжения, повторяющиеся при вращении колеса, могут привести к усталостным разрушениям обода, например к выкрашиванию.
При увеличении скорости движения интенсивность этих усталостных повреждений может возрасти, если не будут осуществлены меры по снижению контактных напряжений, например путем перехода на указанный выше более рациональный профиль колеса.
Большие напряжения возникают в результате нагрева, обусловленного прижатием тормозной колодки к колесу. Если и при высоких скоростях применять колодочные тормоза, то термические напряжения достигнут крайне опасных величин. Поэтому для вагонов высокоскоростного движения целесообразно применять другие виды тормозов.
Заслуживают внимания исследования температурных напряжений и перемещений в колесе при торможении. Согласно этим исследованиям температурные напряжения в диске и на поверхности катания достигают предела текучести металла колеса; кратковременные торможения, создающие высокие градиенты температур в ободе, способствуют образованию термических трещин; длительные торможения вызывают высокие напряжения в диске и уменьшают натяг соединения колеса с осью; в колесах с плоской формой диска температурные напряжения распределены по сечению колеса бо-119
лее равномерно, а осевое перемещение обода относительно диска меньше, чем в колесах с конической дисковой частью; S-образные и изогнутые формы диска характеризуются малой величиной осевого перемещения, а места перегибов — повышенными напряжениями; с уменьшением толщины диска снижаются температурные напряжения.
Величину осевого перемещения колес с конической формой диска можно приближенно вычислить по формуле [20, с. 256]
2е = /,
sina0
rA' , -------И cos an
/о
(V.58)
где 2е — изменение расстояния между обедами колес, обусловленное их нагревом;
Zo — длина образующей конического участка диска;
а0 — угол наклона конического участка диска к вертикали;
at — коэффициент температурного расширения материала колеса;
г — радиус колеса;
Л/ — разность температур между ободом и ступицей колеса.
При /0 = 200 мм; <х0 = 15°; г = 475 мм и AZ = 200= С получим
2е = 9 мм, что может осложнить прохождение стрелочных переводов.
( <
1
< <
I (
I с с
С с с
л г г
д
с с
р о н
Глава VI
БУКСЫ
VI	.1. Назначение и класификация букс
Буксы предназначены для передачи нагрузки от тележки или рамы кузова вагона на шейки осей, а также для ограничения продольного и поперечного перемещений колесной пары при движении вагона.
Состоит букса из корпуса, подшипников (одного или нескольких) и деталей, уплотняющих корпус как с переднего торца, так и со стороны колеса. Корпус буксы служит также резервуаром для смазки, конструкция его обеспечивает защиту внутренней полости от загрязнения и обводнения. В отдельных конструкциях букс имеются дополнительные устройства для закрепления подшипников на шейке оси, облегчения их смены, а также устройства для подвода смазки к трущимся поверхностям.
Размещается букса в тележках между буксовыми направляющими (челюстями), входящими в пазы корпуса буксы. Имеются конструкции тележек (так называемые бесчелюстные тележки пассажирских вагонов, изотермических вагонов с машинным охлаждением, некоторые тележки грузовых вагонов конструкции Уралвагонзавода и др.), в которых перемещение букс, а следовательно, и колесных пар относительно рамы тележки ограничивается упругой деформацией пружин.
Букса проектируется с таким расчетом, чтобы равнодействующая нагрузка на шейку оси проходила по вертикали через середину шейки.
Наиболее распространенной является непосредственная передача нагрузки на корпус буксы сверху. При этом нагружается только верхняя стенка корпуса буксы. Однако при таком способе нагружения букса находится в неустойчивом равновесии, что приводит к более интенсивным износам буксовых пазов, а также буксовых челюстей. Чтобы обеспечить меньшую силу прижатия углов корпуса буксы к челюстям и уменьшить износ трущихся элементов, у челюстных букс пазы выполняют большой высоты.
В современных пассажирских и некоторых грузовых вагонах железных дорог СССР применяют буксы, у которых нагрузка передается на кронштейны (крылья) нижней части корпуса. При этой схеме передачи нагрузки весь корпус буксы является несущим.
По типу применяемых подшипников все буксы делят на две группы:
с подшипниками качения (роликовыми подшипниками);
с подшипниками скольжения.
Буксами с роликоподшипниками оборудованы все современные пассажирские вагоны и часть вагонов грузового парка дорог СССР. Буксы с подшипниками скольжения сохранились в вагонах постройки прежних лет.
VI.	2. Буксы с роликовыми подшипниками
Опыт эксплуатации грузовых и пассажирских вагонов, оборудованных роликовыми подшипниками, показал техническую и экономическую целесообразность перехода от подшипников скольжения к роликовым подшипникам.
121
Рис. VI. 1. Графики зависимостей коэффициентов трения подшипников различных типов от скорости движения поезда по данным ВНИИВ (сплошные линии — при нагрузке 40 кН, штриховые — при 100 кН)
Как следует из сравнительной оценки подшипников различных типов по коэффициенту трения у. (рис. VI.Г), при равных габаритах и нагрузках цилиндрические подшипники (условное обозначение 42726Л) имеют в диапазоне ходовых скоростей грузовых поездов (14—28 м/с) в 3—4 раза меньший коэффициент трения, чем сферические типа С. Если у первых с ростом скорости коэффициент трения фактически не изменяется, то у вторых он резко увеличивается и при скорости 50 м/с превышает коэффициент трения цилиндрических подшипников более чем в 5 раз.
Известно, что цилиндрические роликовые подшипники хуже воспринимают осевые силы, чем сферические, из-за чего часто последним отдавалось предпочтение. Однако длительный опыт эксплуатации показал, что при соблюдении ряда требований цилиндрические подшипники способны надежно воспринимать и осевые силы, возникающие при движении пассажирских и грузовых вагонов. Эти требования заключаются в ограничении разности длин роликов в одном подшипнике и торцового биения роликов в пределах 8 мкм, обеспечении отклонения торцов бортов от перпендикуляра к образующей дорожки качения только в сторону «развала» (угол больше 90°) на величину от 10 до 20 мкм, придании торцам роликов специальной формы (скругление краев на глубине 4—6 мкм и на ширине 1,5— 2,5 мм) и др. [68, с. 41—48]. Цилиндрические роликовые подшипники легче, проще в изготовлении и дешевле сферических. От воспринятая осевых сил они могут быть разгружены, если в буксе предусмотрен шариковый подшипник.
Существуют два основных типа посадки роликовых подшипников на шейки осей: на конической закрепительной втулке (втулочная посадка) и непосредственно (безвтулочная, или так называемая горячая посадка).
Втулочная посадка позволяет расширить поле допусков на монтажные размеры шейки оси (80 мкм против 27 мкм при горячей посадке) и отверстия внутреннего кольца роликового подшипника, что упрощает технологию их изготовления. Кроме того, практика показала, что при втулочной посадке диаметр шейки оси может быть меньше номинального, например, на 0,2 мм и это не препятствует надежному закреплению подшипника при помощи типовой втулки (она лишь глубже входит между шейкой и подшипником). Втулочная посадка не требует индивидуального подбора подшипников к шейке оси по натягу. Для неразъемных сферических роликовых подшипников втулочная посадка наиболее технологична.
Однако втулочная посадка обладает и существенными недостатками. Прежде всего втулка, являясь дополнительной деталью, повышает стоимость подшипника. Изготовлять внутреннее кольцо с конусным отверстием более сложно, чем с цилиндрическим, особенно если учесть требование строгого совпадения конусности кольца и втулки. Наличие второй дополнительной пары сопрягаемых поверхностей вызывает необходимость более тугой посадки, что приводит к повышенным напряжениям в кольце подшипника и шейке оси.
Из-за конической формы закрепительной втулки поперечное сечение внутреннего кольца оказывается переменным и, следовательно, переменной оказывается его жесткость. Вследствие этого даже при идеальной точности 123
Основные преимущества роликовых подшипников по сравнению с подшипниками скольжения следующие:
снижение удельного сопротивления движению и, как следствие, снижение расхода топлива или электроэнергии локомотивами (на 4—11% в зависимости от типа подшипников) или возможность увеличения скорости движения или массы поезда, что обеспечивает повышение пропускной и провозной способности дорог, снижение расходов на ремонт локомотивов;
снижение сопротивления движению при трогании с места в 7—10 раз; при этом величина сопротивления не зависит от времени стоянки и температуры наружного воздуха;
практически полное отсутствие случаев нагрева букс при повышении скоростей движения, удлинении безостановочных пробегов и ускорении оборота вагона;
резкое сокращение объема работ по обслуживанию букс в эксплуатации, что позволяет значительно сократить штат слесарей и осмотрщиков на пунктах технического обслуживания (ПТО) , ликвидировать штат станционных смазчиков, уменьшить количество ПТО на сети дорог;
значительное или даже полное сокращение расхода цветных металлов (при изготовлении сепараторов роликовых подшипников из стали, специального чугуна или полимерных материалов);
большая экономия смазочных материалов, а также полное исключение расхода подбивочных материалов и необходимости сезонной смены смазки.
В мировой практике для вагонов используются три основных типа роликовых подшипников: с короткими цилиндрическими роликами (цилиндрические), со сферическими роликами (сферические самоустанавли-вающиеся двухрядные) и с коническими роликами (конические одно- и двухрядные). Наиболее распространены подшипники с цилиндрическими роликами (особенно в Европе).
Широкое использование конических роликовых подшипников, обладающих рядом положительных качеств (надежное воспринятие осевых сил, относительно небольшие потери на трение), сдерживается трудностями регулировки осевых зазоров. При повреждении одного из двух конических подшипников или одного ряда двухрядного подшипника возникаег перекос буксы и заклинивание подшипника. Поставка готовых букс в сборе с комплектом конических подшипников (фирма «Тимкен» и др.) освобождает монтажников от необходимости регулировки осевых зазоров при сборке буксового узла, однако в процессе эксплуатации вследствие износа точность регулировки нарушается, ухудшаются условия качения роликов и возрастает возможность повреждения подшипников. Установлено, что при равных габаритах конические подшипники имеют меньшую долговечность, чем цилиндрические.
Таким образом, для оборудования такого массового подвижного состава как грузовые вагоны с учетом специфики их эксплуатации и обслуживания целесообразно выбирать один из двух типов роликовых подшипников — цилиндрические или сферические.
Долговечность цилиндрических роликовых подшипников, как показал опыт их эксплуатации, в 6—8 раз выше, чем сферических при равных габаритах. Поэтому свойство самоустановки сферических подшипников в буксах вагонов, считавшееся важным их преимуществом, не является решающим. Долговечность определяется главным образом величиной контактных напряжений в месте соприкосновения роликов и наружных колец подшипников.
По долговечности с цилиндрическими подшипниками могут конкурировать лишь сферические подшипники с симметричными роликами и плавающим бортом (тип С), у которых поверхности роликов и наружных колец выполнены с одинаковым радиусом [36, с. 30—59]. Однако эти подшипники обладают высоким коэффициентом трения и поэтому не нашти широкого применения в буксах вагонов.
122
Торцовое крепление подшипников осуществлено гайкой. Для решения вопроса о возможности перехода к более дешевому торцовому креплению подшипников широкой эксплуатационной проверке подвергаются колесные пары с креплением подшипников торцовой шайбой, притягиваемой к шейке оси тремя или четырьмя болтами.
Из опытных данных изменения удельного сопротивления движению w'o груженых грузовых вагонов (рис. VI.3) с цилиндрическими роликовыми подшипниками (кривая /) и с подшипниками скольжения (кривая 2) следует, что принятые для массового оборудования вагонов цилиндрические подшипники обеспе
чивают снижение сопротивления
движению груженых вагонов При Рис. VI.2. Типовая букса грузового вагона скоростях 11—25 м/с соответственно на 23—17% (кривая 3).
При проектировании корпусов букс с роликовыми подшипниками обеспечивают рациональное распределение нагрузки между роликами и вдоль образующей роликов и колец. В буксах грузовых вагонов обе задачи решают введением ребер жесткости 7 (см. рис. VI.2), расположенных над серединами роликов. В такой буксе радиальная статическая нагрузка воспринимается пятью роликами: на центральный ролик передается 26,2% нагрузки, на соседние с ним — по 24,6% и на крайние из пяти роликов—по 12,3%. Распределение статической нагрузки вдоль образующей роликов в этой буксе таково, что их концы по сравнению с серединой разгружены на 20—23%. Такая разгрузка, обусловленная существенным повышением жесткости корпуса в зоне ребер, весьма рациональна, так как при движении вагона вследствие маятниковых качаний боковых рам тележек концы роликов всегда дополнительно нагружаются. Кроме того, разгрузка концов роликов и соответствующих зон наружных и внутренних колец подшипников достигается уменьшением длины опорной поверхности нагружающих продольных ребер 6 корпусов букс.
При проектировании корпусов букс грузовых вагонов нельзя ориентироваться только на распределение статической нагрузки между роликами. Необходимо также учитывать, что в тележках, не имеющих специальных балок (поперечных связей), шейки осей и подшипники нагружаются моментами, действующими в горизонтальной плоскости и обусловленными забеганием боковых рам.. Эти моменты особенно существенно перегружают ро-
Рис. VI.3. Графики изменения удельного сопротивления движению груженых грузовых вагонов с подшипниками:
И	н
1 — роликовыми Wop-' 2 — скольжения шоск; 3 — уменьшение сопротивления движению роликовых подшипников по отношению к подшипникам скольжения
125
сопряжения втулки с поверхностью внутреннего кольца его менее жесткая часть получает большее расширение и первоначальная точность образующей изменяется. Степень такого изменения возрастает при увеличении натяга и неточности изготовления. Искажение формы поверхности качения увеличивает скольжение и износ, а неравномерное распределение контактных давлений приводит к ускоренному образованию очагов усталостного повреждения металла.
Для цилиндрических роликовых подшипников (разъемных), у которых внутреннее кольцо может устанавливаться на шейку осп и сниматься с нее отдельно от других деталей подшипника —- наружного кольца, роликов и сепаратора, представляющих в собранном виде так называемый блок подшипника, — втулочная посадка не является технологически оправданной.
Горячая посадка широко применяется при монтаже цилиндрических подшипников. Надежность посадки обеспечивается разностью диаметров отверстия внутреннего кольца (изготовляется с минусовым допуском) и диаметра шейки оси (изготовляется с плюсовым допуском). При горячей посадке почти в 5 раз сокращаются затраты труда на монтаж и демонтаж подшипников в буксе и в связи с этим в 2,5 раза снижаются эксплуатационные расходы на ремонт букс.
Однако практика применения горячей посадки подшипников в прошлом имела неудовлетворительные результаты. Нередко наблюдаемая потеря натяга приводила к значительному осложнению эксплуатации подвижного состава с роликовыми подшипниками. Было установлено, что горячая посадка может успешно применяться лишь при соблюдении следующих условий: обеспечении стабильности размеров внутренних колец;
применении повышенных натягов, исключающих появление коррозии трения на посадочных поверхностях колец и шеек осей (величина необходимого натяга определяется с учетом нагрузки и размеров внутренних колец);
обеспечении длительной эксплуатации букс без снятия внутренних колец подшипников с шеек осей (до повреждения кольца или до расформирования колесной пары);
применении индукционных нагревателей, обеспечивающих снятие внутренних колец с шеек осей без перегрева колец и повреждения шеек.
В результате длительных комплексных исследований и всесторонних испытаний в СССР для массового оборудования вагонов грузового и пассажирского парков приняты цилиндрические роликовые подшипники с непосредственной (б е з в т у л о ч н о й) посадкой внутренних колец на шейку оси. Габаритные размеры этих подшипников составляют 130 X 250 X 80 .мм. Три первые цифры означают диаметр отверстия внутреннего кольца (в данном случае это и диаметр шейки оси), три последующие — наружный диаметр наружного кольца и две последующие—ширину подшипника. Для таких подшипников создан надежный беззаклепочный сепаратор.
Типовая букса грузового вагонас цилиндрическими роликовыми подшипниками (рис. VI.2) имеет передний 1 и задний 2 подшипники, посаженные на шейку оси вплотную друт к друту, что уменьшает габаритные размеры буксы и снижает напряжения в шейке оси.
Оба подшипника полузакрытого типа. Задний подшипник (42726Л) имеет однобортное внутреннее кольцо 3, у переднего подшипника (232726Л1) роль борта играет плоское приставное упорное кольцо 4. Блоки подшипников взаимозаменяемы. Посадку новых внутренних колец на шейку оси производят с натягом 40—65 мкм. Минимальный натяг для колец, бывших в эксплуатации, 30 мкм.
Букса имеет четырехкамерное лабиринтное уплотнение с уменьшенным до 0,8 .мм радиальным зазором.
Кольцевая поверхность 5 шириной 20 мм на торце оси позволяет осуществлять ультразвуковой контроль шейки без снятия внутренних колец подшипников.
124
комбинированных (радиальных и осевых) нагрузок, показавших высокую несущую способность этих подшипников, в 1978 г. введена в эксплуатацию вторая партия пассажирских вагонов для поездов со скоростями движения 55 м/с, в буксах которых установлены только цилиндрические роликовые подшипники, т. е. применены буксы такой же конструкции, как и в вагонах, рассчитанных на движение со скоростями до 45 м/с.
VI.3. Расчет роликовых подшипников
Под расчетом роликовых подшипников обычно понимают как проверку долговечности подшипника при заданном режиме эксплуатации, если известны его тип и габаритные размеры, т. е. условное обозначение, так и выбор подшипника, обеспечивающего требуемую долговечность в условиях вполне определенного режима эксплуатации. Практика показывает, что подшипники одной конструкции и одной партии имеют различную долговечность, даже находясь в одинаковых условиях нагружения.
Под долговечностью подшипников понимается расчетный срок службы, измеряемый числом оборотов, в течение которого не менее 90% из данной их группы при одинаковых условиях должны отработать без появления признаков усталости металла [70]. На указанном понятии основаны приводимые в каталогах значения динамической грузопод ъемности, используемые при расчете долговечности вместо применявшегося ранее в отечественной практике коэффициента работоспособности подшипников.
Согласно ГОСТ 18855—73 динамическая грузоподъемность Сп радиальных и радиально-упорных подшипников есть постоянная радиальная нагрузка, которую группа идентичных подшипников с неподвижным наружным кольцом сможет выдержать в течение расчетного срока службы, исчисляемого в 1 млн. оборотов внутреннего кольца1.
Эти значения динамической грузоподъемности Сп соответствуют такому распределению нагрузки между роликами (рис. VI.5), когда наиболее нагруженным является ролик, центр которого расположен по направлению вертикальной нагрузки Ра, действующей на подшипник, а нагрузка на остальные ролики уменьшается пропорционально косинусу угла между направлением силы и прямой, соединяющей центр ролика с центром подшипника (угол «ар 90°, где п — порядковый номер ролика, отсчитанный от центрального).
С учетом радиального зазора, а также деформации колец и роликов при установке подшипников в жестком корпусе нагрузка на наиболее нагруженный ролик при числе роликов гп = 10-4-20 определяется из выражений:
для цилиндрических подшипников
(VI.1)
гП
для сферических
2zncospp
1 Применявшийся при расчетах до выхода ГОСТ 18855—73 коэффициент работоспособности был численно равен условной нагрузке в кгс. которую мог воспринять подшипник при п = = 1 об/мин и сроке службы 1 ч.
127
Рис. VI.5. Расчетная cxe;.ia нагружения роликового подшипника
Рис. VI.4. Распределение нагрузки между роликами в корпусе буксы грозового вагона:
1 — в условиях стендовых испытаний (статическое приложение радиальной нагрузки): 2— в поездных условиях: Ро. Pi. Рг — нагрузки на центральный и боковые ролики (с индексом «g> в условиях движения, с индексом «с» при стендовых испытаниях); р — повторяемость нагружения
лики, расположенные под угла-ми 2 ар и 3 ар к вертикальной оси (ар — угол между двумя смежными роликами).
На рис. VI.4 показаны результаты выполненных ВНИИЖТ стендовых и поездных испытаний по определению характера распределения нагрузки между роликами подшипника в буксах тележек типа ЦНИИ-ХЗ-О. Испытания показали, что при движении вагона в таком подшипнике практически одинаковую повышенную нагрузку воспринимают семь роликов (из девяти) вместо трех (из пяти) при действии на подшипник одной радиальной нагрузки. Загружение девяти роликов при их существенной перегрузке обусловлено кинематической схемой рассматриваемой тележки.
В буксе пассажирского вагона при передаче нагрузки на кронштейны рациональное ее распределение между роликами может быть обеспечено приданием своду корпуса переменного сечения (меньшая высота сечения в вертикальной диаметральной плоскости, постепенно увеличивающаяся по мере приближения к горизонтальной плоскости). Поскольку в тележках пассажирских вагонов на буксы действуют меньшие моменты в горизонтальной плоскости, можно допускать, повышая гибкость свода, несколько большую разгрузку центрального и смежных с ним роликов за счет увеличения нагрузки на ролики, расположенные под углом 2с'.р (ролики, расположенные под углом Зар, практически не воспринимают вертикальную нагрузку).
При проектировании букс с роликовыми подшипниками большое внимание уделяют уплотнению корпуса. Рекомендуется лабиринтное четырехкамерное бесконтактное уплотнение с минимально возможным радиальным зазором (0,7—0,8 мм). Осевой зазор в лабиринте принимают несколько больше осевого разбега подшипников (2 мм при максимальном разбеге подшипников 1,38 мм).
На дорогах СССР пассажирские вагоны, имеющие буксы с двумя цилиндрическими роликовыми подшипниками на шейке оси, эксплуатируются со скоростями до 45 м/с (160 км/ч).
В вагонах отечественных железных дорог, предназначенных для движения со скоростями 55 м'с (200 км/ч) и выше, наряду с типовыми буксами были испытаны буксы с тремя подшипниками: двумя роликовыми цилиндрическими с безбортовыми внутренними кольцами для воспринятая только радиальной нагрузки и шариковым радиально-упорным, предназначенным для воспринятая осевых сил. Выбор такой конструкции буксы был обусловлен тем, что с увеличением скорости осевые нагрузки, как правило, возрастают, а допустимая осевая нагрузка на цилиндрические подшипники уменьшается.
Известны и другие отечественные и зарубежные конструкции букс с цилиндрическими роликовыми и шариковыми подшипниками.
С учетом накопленных за последние годы экспериментальных данных о работе цилиндрических роликовых подшипников при воспринятой ими 126
грузки на подшипник привести к средним постоянным величинам, а затем просуммировать их. Приближенное значение средней постоянной нагрузки, имеющей то же влияние на долговечность подшипника, что и переменная нагрузка, определяется по формуле
з.зз____________________________
Pi Гф33+ рг +... -rpi F'f 33,	(VI.6)
где Pt, р2.... Pi — соответственно повторяемость нагрузок Fx, F„, ..., F,
в долях единицы.
Число слагаемых в формуле (VI.6) может быть различным в зависимости от количества учитываемых факторов.
Суммирование средних постоянных радиальной и осевой нагрузок и определение, таким образом, эквивалентной динамической нагрузки для подшипников вагонных букс, у которых вращаются внутренние кольца и рабочая температура не превышает 100° С, производят по формуле
Р = Рп/гб + тНа,	(VI.7)
где Рп, /7П — средняя постоянная соответственно радиальная и осевая нагрузки;
т — коэффициент перевода осевой нагрузки в радиальную, учитывающий их различное влияние на долговечность подшипников. Для цилиндрических подшипников принимают т = 0, для сферических и конических коэффициент т имеет различные значения в зависимости от серии и типа подшипника (его значения указаны в каталогах);
/<у — коэффициент, учитывающий динамичность приложения нагрузки. Для пассажирских вагонов в СССР принимают йб = 1,2, для грузовых fe6 = 1,34-1,4.
Организацией сотрудничества подшипниковой промышленности при Совете экономической взаимопомощи разработана и введена с декабря 1977 г. Методика расчета нагрузок и долговечности подшипников качения для букс железнодорожного подвижного состава.
При расчете нагрузок, действующих на подшипник, Методика требует руководствоваться следующими допущениями:
вагон в течение всего времени эксплуатации работает при полной номинальной нагрузке;
вес брутто вагона равномерно распределяется на все оси;
статическая нагрузка, действующая на колесную пару, равномерно распределяется на обе шейки оси и на каждый из подшипников, воспринимающих радиальные нагрузки;
динамические нагрузки, действующие на подшипник и зависящие от конструкции и состояния пути, рода упругих элементов и гасителей колебаний, положения центра тяжести, допустимой эксплуатационной скорости, а также возможная неравномерность распределения нагрузок между двумя подшипниками в одной буксе при расчете эквивалентной динамической нагрузки Р должны учитываться введением коэффициента fec;
цилиндрические роликовые подшипники, применяемые в буксах, рассчитываются только на радиальные нагрузки. При расчете эквивалентной динамической нагрузки осевые (рамные) силы, воспринимаемые подшипниками, условно не учитываются (т = 0);
шариковые радиальные и радиально-упорные подшипники в случае их применения в буксах воспринимают только осевые нагрузки, причем во время движения осевая нагрузка воспринимается только одной буксой, а в ней — одним подшипником. При расчете эквивалентной динамической нагрузки этих подшипников принимается, что величина развивающихся во время движения пульсирующих осевых нагрузок не превышает 30% статической нагрузки на колесную пару и суммарное время их действия не превышает 3% всего времени.
5
129
Зак. 1752
где Рп — радиальная нагрузка на подшипник;
гп — число роликов в одном ряду;
Рр — угол между вертикальной осью и линией, проходящей через точку контакта ролика с наружным кольцом и центр подшипника.
В ряде случаев, например при оценке долговечности подшипника, установленного в корпус буксы с иным распределением нагрузки между роликами, необходимо определять контактные напряжения, возникающие в деталях подшипника.
Контактные напряжения (МПа) на поверхностях соприкосновения роликов и колец цилиндрического подшипника определяются из выражения
0=1,9251/ -р-(— ± —!—) ,	(VI-3)
* Д \ Rb (н) /
где Pt — нагрузка на ролик, Н;
/р, dp — соответственно длина и диаметр ролика, м;
/?в,	— радиус дорожки качения соответственно внутреннего и наруж-
ного колец, м. Знак плюс берется для внутреннего кольца А?в, знак минус — для наружного кольца /?н.
Допускаемые напряжения ошах 3500 МПа.
Аналогичными формулами пользуются при подсчете контактных напряжений на рабочих поверхностях деталей сферического подшипника.
При проектировании буксы подбор подшипников обычно сводят к следующему:
устанавливают требуемую долговечность подшипников (обычно в миллионах километров пробега);
выбирают тип и количество подшипников на шейке оси;
вычисляют так называемую эквивалентную динамическую нагрузку Р на подшипник;
определяют требуемую величину динамической грузоподъемности Сп;
по каталогам находят размеры роликового подшипника, обеспечивающего необходимую динамическую грузоподъемность.
Посадочный диаметр внутреннего кольца подшипника устанавливают на основе расчета шейки оси на прочность.
При подборе подшипников для пассажирских вагонов расчетную долговечность принимают равной пробегу 3 млн. км, а для грузовых вагонов — 1,5 млн. км.
Зависимость между долговечностью и нагрузкой на радиальный роликовый подшипник выражается в общем виде формулой
/С -
Ь = (±Д.)з ,	(VI.4)
где L — долговечность, млн. оборотов;
Сп — динамическая грузоподъемность, Н (кгс);
Р — эквивалентная динамическая нагрузка, Н (кгс).
Для шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников эта зависимость такова:
A =	(VI.5)
V Р )
При расчете все силы, загружающие установленный в буксе вагона подшипник, приводят к некоторой условной эквивалентной динамической нагрузке Р, действующей радиально и имеющей такое же влияние на долговечность подшипника, как и фактически воздействующие на него нагрузки.
Чтобы подсчитать эквивалентную динамическую нагрузку, когда известен (по результатам динамических испытаний, по статистическим! данным) режим работы подшипника, необходимо переменные радиальные и осевые на-128
Динамическую эквивалентную нагрузку Р для цилиндрических роликовых подшипников вычисляют по формуле
Р = Рс-fa,	(VI.8)
где Рст — статическая нагрузка на подшипник.
Динамическую эквивалентную нагрузку Р для шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников ориентировочно рассчитывают по формуле
Р = 0,093г/Ро,	(VI.9)
где у — коэффициент осевой нагрузки подшипника (принимается по данным каталога изготовителя подшипника);
Ро — статическая нагрузка на колесную пару.
Долговечность железнодорожных роликовых подшипников, как правило, определяют в километрах пробега Ls, поэтому формулу (VI.4) заменяют другой:
где D — расчетный диаметр колеса, м. При номинальном диаметре колеса 950 мм принимают D = 0,9 м, а при 1050 мм 0 = 1 м.
Величину динамической грузоподъемности Сп цилиндрических роликовых подшипников можно определить, если известны число и размеры роликов, а также диаметр окружности, проходящей через центры тел качения [70].
Формулы для подсчета значений Сп основаны на результатах испытаний подшипников в условиях нагружения, близких к расчетным, т. е. при радиальном давлении на наиболее нагруженный ролик, определяемом по формуле (VI. 1). При определении долговечности роликовых подшипников, установленных в корпусах букс, которые обеспечивают любое заранее заданное распределение нагрузки между роликами, расчетная долговечность вычисляется по следующим формулам:
для сферических подшипников, у которых наибольшие контактные напряжения возникают на рабочей поверхности наружного (невращающегося) кольца,
IP \—
Лф = £8	;	(VI. 11)
\гоф /
для цилиндрических, конических и сферических (типа С) подшипников, у которых наибольшие контактные напряжения возникают на рабочей поверхности внутреннего (вращающегося) кольца,
20
£ф = £8р^з-.	(vi,12)
\ Оф /
где	— расчетная долговечность, определяемая значением Сп,
приведенным в каталогах;
Рор и Роф — соответственно расчетное и фактическое значения радиального давления на наиболее нагруженный ролик;
ор и оф — соответственно расчетное и фактическое значения эквивалентного контактного напряжения цикла [89, с. 93] на рабочей поверхности внутреннего кольца.
VI.4. Условия безопасной эксплуатации букс с подшипниками качения
Как показывает статистика, отказы роликовых подшипников происходят во много раз реже, чем подшипников скольжения, но они все же имеют место. Особенно опасны разрывы внутренних колец, сколы бортов внутренних колец подшипников на горячей посадке (они происходят, как правило, 130
у ослабленных колен при наличии редукторно-карданного привода от торца шейки оси) и разрушения сепараторов сферических подшипников.
Для повышения надежности роликовых подшипников, обеспечения условий безопасной их эксплуатации необходимы:
подшипники, обладающие повышенной долговечностью при воздействии эксплуатационных нагрузок и мало чувствительные к поверхностным концентраторам напряжений;
' консистентные смазки, обеспечивающие надежное разделение поверхностей трения элементов подшипников качения (торцов роликов и бортов колец) в условиях граничных режимов смазки;
буксовые узлы, обеспечивающие снижение действующих на подшипники нагрузок и наиболее рациональное распределение между подшипниками и их элементами;
тщательный контроль за состоянием подшипников перед монтажом, выявление и изъятие подшипников с начальными повреждениями, которые могут привести к аварийным разрушениям, строгое соблюдение требований монтажа;
контроль за состоянием букс в поездах для своевременного изъятия из эксплуатации колесных пар, у которых подшипники или их стопорные устройства находятся в стадии разрушения.
Широко применявшаяся для изготовления железнодорожных подшипников сталь марки ШХ15СГ имела низкий уровень хрупкой прочности и высокую чувствительность к концентраторам напряжений, что приводило к случаям внезапного разрыва внутренних колец. Этому же способствовало отсутствие сжимающих напряжений в поверхностных слоях и наличие в отдельных кольцах высоких местных растягивающих напряжений.
Применявшаяся с 1968 г. для внутренних и наружных колец сталь марки ШХ15СГ электрошлакового переплава, будучи хорошо рафинированной, позволила, как показали испытания ВНИИЖТ, в 1,5—2 раза повысить долговечность подшипников и несколько сократить число случаев разрыва внутренних колец. Испытания на прочность бортов при пульсирующей нагрузке не выявили преимуществ внутренних колец из стали марки 111Х15СГ электрошлакового переплава по сравнению с кольцами из обычной стали этой марки, что свидетельствует о чувствительности к концентраторам напряжений и рафинированной стали. Поэтому использование стали марки ШХ 15СГ электро-шлакового переплава рассматривалось в качестве временной меры. Для изготовления железнодорожных подшипников качения были предложены стали, допускающие применение методов поверхностного упрочнения: цементуемые стали (типа 18ХГТ) и так называемые стали регламентируемой прокаливаемости (типа ШХ4).
Поверхностное упрочнение обеспечивает высокую твердость и большие сжимающие напряжения (300—700 АШа) в рабочем поверхностном слое, получение вязкой сердцевины и стабильности размеров, т. е. повышенную общую прочность и малую чувствительность к концентраторам напряжений, что позволяет резко уменьшить оазрывы колец. Как показали испытания на отрыв борта, v колец из новых сталей (рис. VI.6) предел усталости (на базе 2 • 106 циклов) при пульсирующей нагрузке повышается в 2,4 раза для марки 18ХГТ и в 3,4 раза для марки ШХ4 (рис. VI.7). Поэтому опасность скола бортов из-за развития усталостных трещин у колец из сталей этих марок в условиях реально действующих нагрузок практически исключается.
По долговечности кольца из сталей марок 18ХГТ и ШХ4 находятся на уровне колец из стали ШХ15СГ электрошлакового переплава.
На основании всесторонних стендовых и эксплуатационных испытаний предпочтение отдано стали ШХ4. В 1977 г. освоено изготовление из этой стали внутренних бортовых колец буксовых вагонных подшипников, получивших обозначение 30-42726Л4А'!, а с 1978 г. — безбортовых внутренних и наружных колец [68. с. 48—67[.
Стендовые испытания показа-
ли, что введение в консистентную смазку противозадирной присадки позволяет вдвое увеличить допустимую осевую нагрузку для цилиндрических роликовых подшипников и тем самым повысить нх надежность. Смазка с противозадирной присадкой ЛЗ-ЦНИИ введена с 1972 г. взамен смазки 1-ЛЗ. Испытываются смазки на литиевой основе (влагостойкие) также с противозадирными присадками.
5*
Рис. VI.6. Поперечный разрез внутреннего бортового кольца из стали ШХ4:
1 — закаленный слой: 2 — вязкая сердцевина
131
маться к ней силой, обеспечивающей постоянный контакт при действии на буксу вертикальных ускорений величиной 15—20 g и горизонтальных 5g, где g — ускорение силы тяжести.
Требованиям герметичности не удовлетворяет в полной мере ни одна из существующих буксовых крышек. Лучшей по опыту эксплуатации оказалась штампованная крышка конструкции Уралвагонзавода с гофрированной резиновой прокладкой (рис. VI. 10).
Попытка разработать удобную в эксплуатации крышку с надежным кулачковым затвором, самоустанавли-вающуюся по всему периметру отверстия корпуса буксы («плавающего типа»), оказалась неудачной из-за сложности обслуживания и неисправностей деталей кулачкового механизма.
Уплотняющие шайбы герметизируют буксу со стороны пред-подступичной части оси. Для обеспечения плотности прилегания этих шайб к стенкам паза корпуса буксы и к оси, а также возможности некото-
Рис. VI.8. Типовая букса с подшипником скольжения тележки грузового вагона
рых вертикальных и горизонтальных относительных перемещений буксы и оси колесной пары необходимо, чтобы материал шайб обладал большой упругостью и износостойкостью. Одним из решений этой задачи является резиновая уплотняющая шайба, разработанная ВНИИЖТ (рис. VI. 11).
Подшипник непосредственно передает нагрузки от корпуса буксы на шейку оси. Он должен быть прочным и устойчивым как от опрокидывания, так и от смещения поперек шейки оси горизонтальными силами, действующими на буксу. Конструкция подшипника должна обеспечивать возможно более равномерное распределение нагрузки по длине и в поперечном сечении.
В настоящее время в буксах отечественного подвижного состава преимущественно применяются тр е х с л о й н ы е подшипники, состоящие из стального корпуса 1 (рис. VI. 12), латунной армировки 2, антифрикционного слоя 3. Такой подшипник обхватывает V3 длины окружности шейки.
Рис. VI.9. Детали буксового узла в сборе
Рис. VI.10. Крышка конструкции Уралвагонзавода:
I — полотно крышки с уплотнением; 2 — колпак: 3 — пружина, 4 — валик
133

Рис. VI.7. Графики результатов усталостных испытаний бортов на отрыв
Повышение надежности и долговечности подшипников путем снижения действующих на них динамических нагрузок и лучшего распределения сил между элементами подшипников достигается применением резиновых прокладок в узлах сочленения колесной пары с рамой тележкш Согласно исследованиям ВНИИЖТ эффективно введение упругой прокладки между наружными кольцами подшипников и элементом, передающим нагрузку на подшипники от рамы тележки. Роль буксового корпуса в этом случае играют наружные кольца подшипников (или одно общее наружное кольцо). Такая конструкция позволяет снизить на 20 кг массу стального литья каждой буксы и за счет всего этого, особенно за счет введения упругого элемента между подшипником и рамой тележки, уменьшить необрессоренную массу вагона.
Как показали динамические испытания, введением в буксовый узел упругого элемента достигается уменьшение перегрузок краевых сечений подшипников в 1,4—1,6 раза (на эти зоны приходится 90% усталостных повреждений колец) и снижение на 20—25% осевых сил, действующих на подшипники. Снижаются динамические нагрузки и в месте контакта колеса с рельсом примерно на 10—15% 168, с. 13—30].
Внешним показателем ненормальной работы буксы с роликовыми подшипниками является повышенная температура ее корпуса. Для своевременного получения сигнала о чрезмерном нагреве буксы пассажирских вагонов оборудуют термодатчиками. Сигнал перегрева — световой и звуковой — обычно поступает в купе проводника, который обязан применять меры к остановке поезда. Предложена новая схема такого устройства, в которой сигнал перегрева буксы, минуя человека, пребразуется в сигнал остановки, т. е. осуществляется непосредственное воздействие электрического импульса греющейся буксы на тормозную систему поезда.
Оборудовать подобными устройствами грузовые вагоны не представляется возможным. Поэтому для выявления греющихся букс в грузовых поездах как при роликовых подшипниках, так и при подшипниках скольжения (а также букс пассажирских вагонов, которые еще не все оборудованы термодатчиками) применяют приборы для обнаружения нагретых букс (ПОНАБ).
VI.5. Буксы с подшипниками скольжения
Букса с подшипником скольжения (рис. VI.8) состоит из литого корпуса 1, подшипника 2, вкладыша (клина ) 3, польстера 5, крышки 6 и уплотняющей шайбы 4. В корпус буксы наливают осевое масло, которое подается польстером или подбивочными валиками к шейке оси.
Корпус буксы должен обладать необходимой прочностью как для передачи нагрузки от рамы тележки на подшипник, так и для подъемки буксы домкратом. Поэтому корпуса букс отливают из стали. Нижняя стенка корпуса утолщена наружным рифлением поверхности, боковые стенки подкреплены ребрами жесткости. Форма нижней части внутренней полости корпуса обеспечивает возможность его заправки польстером или валиками. Для правильной передачи нагрузки на подшипник важно, чтобы упорные приливы корпуса буксы располагались в одной плоскости, перпендикулярной продольной ее оси (рис. VI.9), и чтобы строго выдерживались размеры ал и а2, а также расстояния между упорными приливами и упорами в корпусе буксы для вкладыша.
Герметичность буксы обеспечивается постановкой крышки и уплотняющей шайбы.
Буксовые крышки должны прилегать к торцовой плоскости стенок переднего отверстия корпуса буксы по всему периметру и прижи-132
Антифрикционный слой подшипника (баббитовая заливка) должен удовлетворять следующим требованиям: обладать большой сопротивляемостью сжатию при достаточной способности деформироваться; легко прирабатываться к шейке оси; быть износо- и теплостойким; обладать хорошими литейными качествами. Этим требованиям в значительной степени отвечает применяемый на железных дорогах СССР кальциевый баббит. Особенностью этого баббита является то, что он не прилуживается и требует механического крепления к армировке и корпусу. Такое соединение менее надежно, чем прилуживание. При неудовлетворительной обработке кромок пазов и армировки могут возникнуть надрывы в слое баббита, а затем его сколы. Кроме того, из-за возможных местных неплотностей механического крепления ухудшается отвод тепла от баббита к корпусу подшипников.
С 1978 г. наряду с трехслойными подшипниками стали применять двухслойные подшипники без латунной армировки (рис. VI. 13). Эти подшипники отличаются большой монолитностью и лучшим отводом тепла, образующегося в процессе трения, а стендовые испытания и широкая эксплуатационная проверка показали их высокую надежность — резко сократилась браковка подшипников из-за трещин и сколов баббита, соответственно увеличился срок службы.
В типовых буксах железных дорог СССР передача нагрузки на подшипник осуществляется через буксовый вкладыш. Буксовые вкладыши изготовляют стальными штампованными или литыми. Наличие вкладыша позволяет вынимать подшипник после незначительного подъема корпуса буксы; тем самым облегчается и ускоряется процесс смены подшипника. От конструкции вкладыша (его жесткости, особенностей сопряжения с корпусом буксы и подшипником) существенно зависит распределение нагрузки на баббитовый слой.
В продольном сечении поверхность вкладыша, на которую опирается корпус буксы четырехосного грузового вагона, имеет цилиндрическую форму. Это обеспечивает возможность самоустановки (наклона) корпуса буксы относительно шейки оси, что необходимо, поскольку боковые рамы тележек грузовых вагонов жестко опираются на буксы и не имеют свободы перемещения относительно них при маятниковых колебаниях.
Для нормальной эксплуатации букс с подшипниками скольжения необходимо обеспечить обильную подачу осевого масла к трущимся поверхностям шейки оси и подшипника. Основным смазочным устройством, применяемым в буксах вагонов железных дорог СССР, является поль-стер. Польстер (рис. VI. 14) состоит из двух основных частей: металлического каркаса 1 и прикрепляемой к нему полушерстяной щетки 3 с фитилями 2. Пружины каркаса постоянно прижимают щетку к шейке оси, чем и обеспечивается надежная подача к подшипнику масла, поднимающегося по капиллярам фитилей. Режим подачи масла к шейке оси зависит от усилия, с которым щетка прижимается к шейке. При увеличении силы прижатия щетки с 3 до 30 Н поступающий к шейке поток масла возрастает в 10 раз; при давлении щетки на шейку оси свыше 100 Н поток масла почти не возрастает.
Рис. VI.13. Двухслойный подшипник для оси III типа:
1 — стальной корпус; 2 — баббитовый слой
135
Д-й
Рис. VI.11. Резиновая уплотняющая шайба для букс грузовых вагонов с осями III типа
Рис. VI. 12. Трехслойный подшипник для оси III типа
134
Рис. VI. 14. Польстер
Подача осевого масла к шейке оси также возрастает с повышением уровня его в корпусе буксы. Поэтому важное значение имеет обеспечение надежного уплотнения буксы.
В настоящее время в буксы устанавливают польстер улучшенной конструкции ПМ-65 (польстер модернизированный, 1965 г.). В этом польстере щетка имеет три группы фитилей (вместо двух), что позволило при прочих равных условиях увеличить подачу осевого масла к шейке оси на 40%. Внесе
ны изменения и в конструкцию каркаса польстера: верхняя пластина выполнена двойной и состоит из собственно пластины и поддона, который обеспечивает необходимую жесткость конструкции и ровную плоскую опору для пружин. Это препятствует выворачиванию пластины.
Пружины нового польстера, имея практически одинаковую жесткость с пружинами польстера старого типа, отличаются большой устойчивостью в горизонтальном направлении (вследствие увеличенного их диаметра), что исключает их выпучивание и появление остаточных деформаций при полном сжатии. Сила прижатия щетки польстера к шейке оси равна 40 Н.
Буксы старых типов (так называемые подбивочные) заправляют подбивкой или валиками.
Польстерные щетки, подбивку и валики применяют для заправки букс только в пропитанном виде.
VI.6. Расчет подшипников скольжения
Расчет подшипников скольжения основывается на гидродинамической теории трения, впервые сформулированной проф. Н. П. Петровым. В основу этой теории была положена мысль, что при правильном режиме смазывания твердые тела все время разделены слоем смазки, а поэтому непосредственного соприкосновения и трения между ними не происходит. Согласно утверждению Н. П. Петрова [66] «сила трения твердых хорошо смазанных тел, отделенных друг от друга жидким слоем, вызывая движение этого слоя относительно твердых тел и движение внутри самого слоя, состоит из некоторой совокупности сил трения жидкого слоя с твердыми телами и сил трения, развивающихся внутри самого жидкого слоя».
Толщина смазочного слоя, разделяющая трущиеся поверхности, является функцией вязкости смазки, рабочей температуры подшипника, количества смазки, подаваемой под подшипник, удельного давления между подшипником и шейкой оси, скорости скольжения шейки по подшипнику, отношения радиусов подшипника и шейки.
При расчете подшипника скольжения на основе гидродинамической теории трения по заданным размерам шейки оси и подшипника, а также условиям эксплуатации (нагрузка, скорость вращения оси, вязкость смазочного масла, точность и чистота обработки поверхностей) устанавливают рабочую толщину смазочного слоя hmin и проверяют, будет ли рассматриваемый подшипник работать в области чисто жидкостного трения.
Для успешной эксплуатации подшипника в режиме жидкостного трения необходимо соблюдение условия
--> ^кр = ^шс + /гпс 4“Уш’	(VI-1<3)
136
гДе hKp — критическая минимальная толщина смазочного слоя, при которой в подшипнике еще возможно жидкостное трение; /zIIIC и h-ac — средние высоты микронеровностей соответственно на шейке оси и подшипнике;
уш — прогиб шейки оси от максимальной нагрузки.
При относительном эксцентриситете /	0,5
'tmin Л оОл > 0,384е^с
(VI. 14)
где с1г — диаметр шейки, м;
со — угловая скорость вращения шейки (со = 6,282п);
п — частота вращения шейки, об/с;
1] — динамическая вязкость масла, Па-с;
т) = pl О"2 (0,00074 Е° —
р — плотность масла, кг/м3;
Е° — вязкость масла по Энглеру;
е — относительный зазор (е =	-1);
dn — диаметр подшипника, м;
рп
% ~ ту -п „  — осредненная удельная нагрузка в подшипнике, Па; ос-'U olll J-
Pn — нагрузка на подшипник, Н;
1П — длина подшипника, м;
2ап — угол обхвата шейки оси подшипником.
Следовательно, для предотвращения нагрева подшипников трения скольжения необходимо, чтобы:
вязкость масла соответствовала нагрузке на подшипник и скорости вращения шейки;
шейка и подшипник имели возможно большую жесткость;
шейка имела геометрически правильную форму и была тщательно обработана;
диаметр расточки антифрикционного слоя соответствовал диаметру шейки оси РД =	+ (14-2) мм] и слой обладал способностью хорошо прира-
батываться ;
масло было хорошо очищено.
Помимо определения условий жидкостного трения при расчете подшипников скольжения проверяют правильность выбора длины подшипника по условиям отвода тепла.
Работа сил трения подшипника о шейку оси превращается в теплоту. Количество тепла, выделяющегося в течение 1 с при вращении шейки (Дж/с), составляет
Q = РнулАуг,	(VI. 15)
где р — коэффициент трения шейки по подшипнику.
Количество тепла на 1 м2 площади проекции подшипника [Дж/ (с • м2)]
Q	®	— Рц
di 1ц sin схц 1ц sin С4ц
Обозначая через Сс, получим
•	(VI.16)
Сс sin (Хд
При выводе формулы (VI. 16) предполагалось, что все тепло отводится через подшипник. Фактически некоторая часть тепла отводится шейкой оси, поэтому формула (VI. 16) несколько завышает величину /п.
Опыт работы показывает, что подшипники скольжения вагонов удовлетворительно эксплуатируются при Сс — 3 165 000 Н/ (м • с).
137
Таблица VI. 1
№ п/п	Статьи расхода	Расход на один четырехосный вагон	
		руб.	% к общей сумме
1	Электроэнергия, потребляемая электровозами на поездную работу	61,08	12,6
2	Дизельное топливо, потребляемое тепловозами на поездную работу	73,41	15,1
3	Дизельное масло, расходуемое на поездную работу	5,47	1,1
4	Дизельное топливо для тепловозов на промышленном транспорте	7,65	1.6
5	Дизельное топливо на маневровую работу	24.60	б,05
6	Материалы и запасные части	49,71	10,2
7 8	Ремонт вагонов и задержки поездов из-за нагрева букс	9,59	2.0
	Ремонт локомотивов	9,51	2,0
9	Содержание штата работников для ремонта и обслуживания в эксплуатации букс грузовых ва-		
			
	гонов	43.89	9,0
]0	Малые безостановочные пробеги	80.64	16.5
1)	Пониженная скорость движения поездов	96,77	19,9
12	Капиталовложения в развитие пропускной способности и строительство новых дорог (приведенные к эксплуатационным расходам)	24,19	4,95
	Итого	486,51	100,0
	Увеличение стоимости ремонта и ревизии букс с роликовыми подшипниками	10,72	
	Всего		
	а) по ст. 1—8	230.30	
	б) по ст. 1—12	475,79	
Расчет показывает, что из-за невозможности немедленной реализации всех технико-экономических преимуществ (см. вторую группу расходов) экономия приведенных затрат уменьшается почти в 3,5 раза. Отсюда также следует необходимость ускорения переоборудования эксплуатируемого парка грузовых вагонов на роликовые подшипники.
VI	.7. Экономическая эффективность перевода букс грузовых вагонов на роликовые подшипники
Экономическая эффективность перевода букс пассажирских вагонов на роликовые подшипники никогда не вызывала сомнений — слишком очевидны эксплуатационные преимущества подшипников этого типа при сравнительно малой доле дополнительных капитальных затрат по отношению к общей стоимости пассажирского вагона.
Постройка грузовых вагонов с роликовыми подшипниками значительно (на 16—22%) увеличивает стоимость этих вагонов по сравнению с их стоимостью при подшипниках скольжения. Поэтому экономическую целесообразность перевода вагонов грузового парка с подшипников скольжения на роликовые подшипники следует оценить расчетом приведенных затрат железнодорожного транспорта, учитывающих дополнительные капитальные вложения в вагонный парк и экономию эксплуатационных расходов.
Абсолютная величина приведенных затрат определяется по формуле (Ш.34), а целесообразность перевода грузовых вагонов на роликовые подшипники из выражения
АСпр = G — С, 4- Ен (К. — KJ =4 О,	(VI. 17)
где и С2 — ежегодно эксплуатационные расходы на содержание грузовых вагонов, оборудованных соответственно подшипниками скольжения и роликовыми;
Еп — нормативный коэффициент эффективности капитальных вложений, принимаемый равным 0,15;
Аг и /С2 — капиталовложения, необходимые для оборудования парка грузовых вагонов подшипниками соответственно скольжения и роликовыми.
Если ЛСПр 0, то перевод грузовых вагонов на роликовые подшипники экономически оправдан; в случае ДСпр < 0 переводить грузовые вагоны на роликовые подшипники нецелесообразно.
Рассмотрим капитальные затраты и эксплуатационные расходы, отнесенные код-ному четырехосному вагону.
В соответствии с прейскурантной стоимостью подвижного состава превышение стоимости грузового вагона, оборудованного роликовыми подшипниками, над стоимостью вагона аналогичного типа с подшипниками скольжения составляет в среднем 850 руб. Это превышение обусловлено большей стоимостью букс и большими затратами на механическую обработку шеек осей колесных пар.
К первоначальным капитальным затратам следует также отнести расходы на создание специальных цехов (отделений) для выполнения ревизий букс с роликовыми подшипниками и текущего ремонта самих подшипников. Такие расходы, приходящиеся на один вагон, по расчетам ВНИИЖТ, составляют 10 руб. Таким образом,
К2-Ki = 860 руб.
Экономия подсчитанных* 1 годовых эксплуатационных расходов при вагонах с роликовыми подшипниками относительно эксплуатационных расходов при вагонах с подшипниками скольжения (Cj — Cg) указана в табл. VI. I.
Анализ статей расхода, указанных в табл. VI. 1. показывает, что их можно разделить на две основные группы, первая из которых (ст. 1—8) составляет расходы, уменьшающиеся пропорционально оснащенности парка вагонами с роликовыми подшипниками, а вторая (ст. 9—12) не может быть реализована до полного завершения перевода всего парка на такие подшипники.
Этим предопределяются два расчета приведенных затрат: Спр1 — при постепенном оснащении парка вагонами с роликовыми подшипниками и СПР2 — при пополнении новыми вагонами грузового парка, уже переведенного на подшипники качения.
С учетом изложенного получаем следующие результаты расчета приведенных затрат:
ДСпр1 = 230,3 - 0,15-860 = 101,3 > 0;
дСпр2 = 475.79 — 0,15-860 = 346,79 > 0.
1 Расчеты выполнены Б. Э. Пейсахзоном, В. С. Шарониным, В. И. Гридюшко и
Е. С. Бузановол.
138
Глава VII
РЕССОРЫ, ПРУЖИНЫ И ГАСИТЕЛИ КОЛЕБАНИЙ
VII	. 1. Назначение и разновидности рессор, пружин и гасителей колебаний
Колесные пары вагонов связаны с рамой тележки и кузовом через систему упругих элементов и гасителей колебаний, называемую рессорным подвешиванием.
Упругие элементы смягчают удары, передаваемые колесами кузову, а гасители колебаний гасят колебания, возникающие при движении. Кроме того, рессоры и пружины передают направляющие усилия ео стороны колес на раму тележки и кузова.
Когда колесная пара проходит какую-либо неровность пути (стыки, крестовины, пучины и т. п.), возникают динамические нагрузки, в том числе ударные. При этом колесная пара и буксы испытывают весьма большие ускорения, нередко превышающие 25g. Появлению динамических нагрузок способствуют также дефекты колесной пары — местные пороки поверхностей катания, эксцентричность посадки колеса на ось, неуравновешенность колесной пары и др. При отсутствии рессорного подвешивания кузов жестко воспринимал бы все динамические воздействия и испытывал большие ускорения.
Упругие элементы, расположенные между колесными парами и кузовом, под действием динамической силы со стороны колесной пары деформируются и совершают колебательные движения вместе с кузовом, причем период таких колебаний во много раз больше, чем период изменения возмущающей силы. Вследствие этого уменьшаются ускорения и силы, воспринимаемые кузовом.
В качестве упругих элементов применяют винтовые пружины и листовые рессоры, а также резино-металлические элементы, пневматические, торсионные, кольцевые и другие типы рессор. Все эти элементы часто называют общим термином — рессоры.
Если в системе рессорного подвешивания отсутствуют или малы силы трения, то при движении по периодическим неровностям могут появиться недопустимо большие амплитуды колебаний кузова на рессорах, особенно при наступлении резонанса. В таких случаях для гашения колебаний в системе подвешивания предусматривают специальные г ас и те л и — фрикционные или гидравлические. Некоторые упругие элементы одновременно являются и гасителями колебаний, обладая достаточным внутренним трением или трением между частями (например, листовые рессоры).
Кроме рессорного подвешивания, упругие элементы применяются в автосцепном устройстве (например, в поглощающих аппаратах), в амортизаторах упругой площадки пассажирских вагонов и отдельных узлах другого вагонного оборудования.
VII.	2. Конструкции пружин и листовых рессор
Цилиндрические пружины с круглым сечением витка (рис. VI 1.1) часто применяют в качестве упругих элементов. По сравнению с листовыми рессорами они позволяют получить необходимые упругие характеристики при меньших габаритах и массах, а в сочетании с гасителями 140
колебаний могут обеспечивать более спокойный ход вагона. Например, замена листовых рессор пружинами с гидравлическими гасителями колебаний в центральном подвешивании тележек современных пассажирских вагонов позволила уменьшить массу и улучшить ходовые качества вагона. Кроме того, пружины проще и дешевле в изготовлении и ремонте, чем листовые рессоры.
Пружины изготовляют в соответствии с требованиями ГОСТ 1452—69. Опорные поверхности пружин выполняют плоскими и перпендикулярными оси пружины. Для этого концы заготовки пружины оттягивают на длине не менее 2/3 длины витка, чем достигается постепенный переход от круглого сечения к прямоугольному.
Высота оттянутого конца пружины должна быть не более х/8 диаметра d прутка, а ширина — не менее 0,7d. Полное число витков ип пружины определяется как сумма количества рабочих витков ир и опорных витков «оп (обычно по 3/4 витка на каждом конце пружины):
ип Пр “г иоп.	(VII. 1)
Высота пружины в сжатом до соприкосновения витков состоянии
hCm — («р + a)d,	(VI 1.2)
где ad — высота двух опорных витков (обычно а — 1).
Высота пружины в свободном состоянии
hCB =йсж + /тах.	(VII.3)
где /гаах — наибольший прогиб пружины.
Если пружина не имеет направляющих (например, в виде оправы), то при жестком закреплении опорных витков (обычное опирание на жесткое основание) йсн 3,5£>, при шарнирном закреплении (специальные шарнирные опоры) во избежание выпучивания принимают /гсв <7 1,75.0, где D — средний диаметр пружины.
Высота пружины под статической нагрузкой составляет
Йст	f ст>
(VI 1.4)
где /(:т — прогиб от статической нагрузки (статический прогиб).
Величину fCT при конструировании рессор выбирают исходя из условий, обеспечивающих необходимую плавность хода и устойчивость вагона, с учетом допустимой разности высот автосцепок от головок рельсов, что важно при формировании поездов.
Конические пружины (рис. VII .2) применяются в случаях, когда требуется получить нелинейную силовую характеристику (нелинейность обеспечивает непериодичность колебаний и уменьшает опасность резо-
Рис. VII.2. Коническая пружина
Рис. VII.1. Цилиндрическая пружина и ее развернутый вид
141
Рис. VII.3. Листовые рессоры: а — незамкнутая; б — замкнутая
нанса). Эти пружины обычно выполняют с постоянным шагом, что облегчает их изготовление. При сжатии пружины витки с большим диаметром деформируются больше и раньше приходят в соприкосновение, что обеспечивает изменение жесткости в процессе сжатия (нелинейность).
Листовые рессоры применяют в современном подвижном составе редко. Рессоры, как указано выше, сочетают в себе свойства упругих элементов и гасителей колебаний. Однако недостатками таких рессор являются большая трудоемкость их изготовления и ремонта, значительная масса, непостоянная сила трения между листами (например, у новых рессор пассажирских вагонов она равна 6—8% статической нагрузки, а в процессе эксплуатации повышается до 20—25 %, что нередко приводит к выключению рессор). Листовые рессоры не смягчают горизонтальные толчки.
По форме различают листовые рессоры незамкнутые и замкнутые (эллиптические). Незамкнутая листовая рессора (рис. VI 1.3, а) состоит из нескольких наложенных один на другой листов разной длины, соединенных посередине шпилькой и хомутом. Для устранения бокового сдвига листам часто придают желобчатый профиль. Верхний коренной лист имеет на концах ушки или утолщения. Подкоренной лист (один или два) обрезан под прямым углом, остальные наборные листы рессоры обрезаны по трапеции.
Существует несколько типов замкнутых (эллиптических) рессор, отличающихся главным образом способом соединения коренных листов двух одинаковых незамкнутых рессор, из которых образуется эллиптическая рессора. Тележки пассажирских вагонов железных дорог СССР прежних лет постройки имеют преимущественно рессоры системы Галахова (рис. VII.3, б), которые отличаются простотой в изготовлении и надежностью. Часто эллиптические рессоры выполняются многорядными. Изготовляют листовые рессоры в соответствии с ГОСТ 1425—-76, в котором сформулированы требования к рессорным листам, допускаемые отклонения в размерах рессоры, правила приемки и метод испытания.
VII.3. Расчетные нагрузки, материалы и допускаемые напряжения
В эксплуатации пружины и рессоры испытывают сложные переменные нагрузки. Анализ характера поломок показывает, что при таких нагрузках основной причиной разрушения рессор является усталость металла . Для точного определения целесообразных размеров рессоры следует рассчитывать ее на выносливость подобно тому, как рассмотрено применительно к расчету осей (см. п. V.9) или как указано ниже в п. VII.8. Для этого необходимо иметь полную статистическую характеристику нагрузок, которые испытывает рессора за все время эксплуатации, и соответственные усталостные характеристики рессор проектируемого типа (кривые усталости). Если нет достаточного количества таких данных, выполняют приближенные расчеты, в которых косвенно учитывают факторы, влияющие на усталость рессор.
142
Распространенным является условный статический расчет, в котором для определения наибольших напряжений принимают расчетную силу вычисляемую как произведение статической нагрузки Рст от веса брутто вагона на коэффициент k3n конструктивного запаса прогиба:
PV = Мал-	(VII.5)
Величину fesn выбирают из условия, чтобы в эксплуатации при наибольших амплитудах колебаний не происходило полной осадки пружин (до соприкосновения витков) или обратного прогиба листовых рессор, а также из условия достаточной долговечности упругих элементов. По нормам расчета вагонов на прочность fe3n принимают не менее: для тележек грузовых вагонов 1,8—1,9 для четырехосных, 1,7—1,8 для изотермических и шести- и восьмиосных; для тележек пассажирских вагонов 1,6—1,7, причем для почтовых и багажных 1,5—1,7.
Если величина предельных динамических нагрузок точно установлена, вертикальные расчетные силы можно определить по уравнению
Рр = Рст (1 4- fej,	(VII.6)
что может обеспечить создание более экономичных конструкций рессор. Здесь kp — коэффициент вертикальной динамики, максимальный из зарегистрированных в эксплуатации. Обычно (1 4- /гд) < kSTi.
Для пружин поглощающих аппаратов автосцепки расчетная сила принимается равной силе, при которой они получают наибольшую деформацию, обусловленную конструкцией аппаратов и допускаемыми напряжениями.
Наряду с расчетом на условную силу Рр целесообразно определять запас прочности пружин для заданного режима переменной нагрузки, как указано ниже в п. VI 1.8.
Согласно ГОСТ 1452—69 и 1425—76 пружины и рессоры изготовляют главным образом из кремнистой стали марок 55С2 и 60С2 по ГОСТ 14959—79. Предел текучести этих сталей после закалки в масле при 870° С и отпуске при 460° С должен составлять от = 1200 МПа.
В связи с тем что фактические напряжения в пружинах и листовых рессорах могут быть определены достаточно точно и учитывая важность конструирования легких и малогабаритных пружин и рессор, а также применения высокопрочных сталей, допускаемые напряжения в них принимают высокими — обычно значительно больше допускаемых напряжений для деталей другого назначения.
Для пружин по ГОСТ 1452—69 с круглым сечением витков при расчете по условной силе Рр [см. формулу (VII.5)1 и при определении напряжений с учетом кручения, сдвига и кривизны витков [см. формулу (VII.25)] нормами расчета вагонов на прочность рекомендуется принимать [т] = 750 МПа. Для листовых рессор по ГОСТ 1425—76 при расчете напряжений по формуле (VI 1.69) эти нормы рекомендуют для деформаций растяжения, сжатия и изгиба [ol — W00 МПа.
Если расчетную силу вычисляют по формуле (VI 1.6), допускаемые напряжения выбирают по пределу выносливости, а при полной осадке рессоры (соприкосновении витков в пружинах) — не более предела текучести.
VII.4. Упругие свойства и силовые характеристики пружин и рессор
Упругие свойства элементов рессорного подвешивания оценивают с помощью силовых характеристик и коэффициентом жесткости (жесткостью) или коэффициентом гибкости (гибкостью).
На рис. VI 1.4 показаны простейшие графики силовых характеристик: линейной (рис. VI 1.4, а), которую имеет цилиндрическая пружина, и нелинейной (рис. VI 1.4, б), типичной для конических пружин.
143
Рис. VI 1.4. Силовые характеристики пружин: а — цилиндрической; б — конической
Рис. VII.5. Определение условного статического |ст И ПОЛНОГО /поле Про-Гибов по графику силовой характеристики
обратная жесткости, численно равна прогибу ной единице длины:
л=Х = -Г.
Р с
Жесткость с упругого элемента численно равна силе, вызывающей прогиб этого элемента, равный единице длины:
(VII.7)
где Р — внешняя сила, действующая на рессору, Н;
/ — прогиб рессоры, м, от силы Р.
Г и б к о с т ь упругого элемента — величина, под действием силы, рав-
(VII.8)
Для упругих элементов с линейной характеристикой жесткость постоянна (с = const). Для элементов с нелинейной характеристикой она изменяется по мере роста силы Р и прогиба /ив общем случае определяется зависимостью
с=~-	(VII.9)
at
Если известно уравнение Р (/) силовой характеристики, легко вычисляется жесткость.
Согласно рекомендациям норм расчета вагонов на прочность при проектировании рессорных комплектов переменной жесткости следует различать условный расчетный статический прогиб /ст и полный прогиб /полн, или осадку под той же нагрузкой (рис. VII.5).
Статический прогиб определяется по формуле
/ст = _Ц^,	(VII. 10)
спр
где спр — приведенная жесткость, соответствующая силе Рст.
dP
Сир = ~ (при Р = Ртах).	(VII. 11)
и/
Для рессор со значительным трением жесткость при нагрузке и разгрузке различна. Например, для силовой характеристики листовой рессоры (рис. VI 1.6) вследствие значительных сил трения между листами жесткость при разгрузке меньше, чем при нагрузке. При отсутствии трения характеристика рессоры определялась бы одной прямой ОА с соответствующей жесткостью рессоры
с==СОо
Оа
Величина трения в рессоре оценивается коэффициентом относительного трения <рт, равным отношению силы трения F к силе Р, создающей упругую деформацию / рессоры, т. е.
(VII. 12)
144
Очевидно, что величина силы трения F связана с прогибом рессоры f и жесткостью с, обусловленной ее упругими свойствами, следующей зависимостью:
F = <ртР = ФтсЛ	(VII. 13)
Площадь a1azA2A1 численно равна работе сил трения на пути от f до fmax и обратно. Коэффициент относительного трения для листовой рессоры может быть найден расчетом [10, с. 1491 по формуле
<рт = 2ц(пл-1)-^-,	(VII. 14)
где |т — коэффициент трения между листами рессоры. При отсутствии опытных данных согласно действующим нормам расчета вагонов на прочность принимают р. = 0,34-0,4 для листов, смазанных графитом, и р, = 0,8 для несмазанных;
пв — общее число листов незамкнутой рессоры или одной половины ряда эллиптической;
/гл — толщина листа;
L — хорда рессоры (расстояние между опорами).
Наиболее выгодная величина коэффициента <рт определяется опытами и динамическим расчетом процесса затухания колебаний вагонов.
Нормы расчета вагонов на прочность рекомендуют определять потребную величину <рт при демпфировании колебаний сухим трением по формуле
(VII. 15) /ст
где Ъ — коэффициент, учитывающий влияние числа осей тт в тележке или группе сбалансированных тележек под одним концом кузова вагона [см. формулу (IV.5)];
k — коэффициент, равный 0,8 для рессор центрального подвешивания и 1,0 для буксового;
ha — амплитуда периодической неровности продольного профиля пути (для среднего состояния пути принимается hs = 44-5 мм);
/ст — суммарный статический прогиб рессорного подвешивания с учетом дополнительного перемещения за счет деформации элементов конструкции вагона и пути, принимаемого для грузовых вагонов равным 6 мм.
Если гашение колебаний обеспечивается гидравлическими гасителями, то их параметры определяют, как изложено в п. VII.13. Для резиновых амортизаторов с малой относительной деформацией (до 20% при сжатии и до 35% при сдвиге) силовые характеристики частично сходны с характеристиками листовых рессор. В случае больших деформаций характеристика ре-
Рис. VII.6. Теоретическая силовая характеристика листовой рессоры
Рис. VII.7. Схемы соединений рессор: а — параллельное; б — последовательное
145
или
С =-------£l£1£§----_	(VII.22)
Cs-r^i с34“С-2
Коэффициент относительного трения в этом случае согласно нормам расчета вагонов на прочность определяется по формуле
Ф = Ут! С°СзЧ~<Рт? С1 С3 фтз С] С-2	(VII 23)
^2 —2 <?3 ~~Н С1
Формулы, подобные выражениям (VII. 17)—(VII.23), аналогично получаются для определения гибкости, жесткости и коэффициента относительного трения комплекта, состоящего из любого числа параллельно или последовательно загруженных рессор. При последовательном соединении рессор, если они размещаются в каждой ступени (ярусе) не по одной, а по нескольку, сначала для каждой ступени находят X, с и <рт по формулам для параллельного расположения рессор, а затем для всего подвешивания определяют X, с и фт по формулам для последовательного загружения.
При действии на вагон боковых сил (центробежной силы, давления ветра) отдельные элементы рессорного подвешивания нагружаются неравномерно, и тогда необходимо определять угловую жесткость подвешивания [8, с. 145].
VI 1.5. Расчет витых пружин
Обозначим геометрические параметры пружины: d — диаметр прутка;
D — средний диаметр пружины;
аш — шаг витков (см. рис. VII. 1);
h — высота пружины;
п-р — число рабочих витков;
а — угол подъема витков, причем tg а =	;
D тп = ----индекс пружины.
Значения величин а и h изменяются в зависимости от нагрузки.
Под действием внешней силы Р (рис. VI 1.8), направленной по оси пру-DD жины, в любом поперечном сечении витка возникает момент М —	, век-
тор которого перпендикулярен оси пружины и сила Р параллельна оси пружины. В этом легко убедиться, разрезав мысленно виток пружины в каком-либо сечении и заменив действие верхней части пружины на нижнюю силой Р, приложенной к центру сечения.
Вследствие наклона витков пружины момент М раскладывается на крутящий /И к и изгибающий Ми моменты:
.. PD	лл pD
Мк — ——cos а; Да,, =------sin а.
к 2	11	2
Сила Р раскладывается на поперечную силу
Q — Р cos а и нормальную
N = Р sin а.
Для вагонных пружин, как правило, а < 10°, поэтому напряжения от силовых факторов Д4И и Л' малы и ими можно пренебречь. Если не учитывать также влияния кривизны витков на напряжения тк от кручения и пренебречь неравномерностью распределения касательных напряжений тс от силы Q х Р, то наибольшие суммарные напряжения
ёРР 4Р __ ёРР /!	। \
nd3 ' nd2 nd3 \ Г 2/пп/
(V11.24)
147
зинового амортизатора становится нелинейной. Нелинейными характеристиками во всем диапазоне прогибов обладают пневматические рессоры.
В системе рессорного подвешивания упругие элементы могут быть соединены параллельно или последовательно. Рассмотрим три параллельно соединенные рессоры (пружины), нагруженные общей силой Р (рис. VII.7, <з); рессоры имеют постоянные гибкости соответственно л2 и и жесткости съ с2 и с8.
Силы, приходящиеся на каждую из рессор, обозначим Ръ Р2 и Р3, а прогиб каждой рессоры — соответственно /2 и f3. В данном случае общий прогиб рессор f равен прогибу каждой рессоры в отдельности:
f = fi = h = /з-
Согласно формуле (VI 1.8) имеем:
Сила Р равна сумме сил, действующих на каждую рессору, т. е.
Р = Pj + Р2 + Р3.	'VII. 16)
Учитывая равенство прогибов упругих элементов (рессор) и подставляя значения Р2 и Р3 в последнее уравнение, получим
p=-Lj_____^2. +-^-	___I_
А2 А3 \ ^1 А2 А3 )
-Г	n f	1	1,1,1
А	X	А^ /'.О Ад
Общая гибкость комплекта
(VII. 17)
Выражая силы через жесткости и прогибы рессор, имеем: Pi = fa; Р2 = fa; Р3 = fc3, Р = fc.
Подставляя эти значения в уравнение (VII. 16), получим формулу для расчета общей жесткости подвешивания:
c^Ci + сз + сз.	(VII.18)
Коэффициент относительного трения рассматриваемого рессорного комплекта определяется формулой
Фт = фт1С1 + (РТ2С2+	,	(VII 19)
с,-|-с2+с3
где <рт1, срт2 и фтз — коэффициенты относительного трения в рессорах комплекта.
Последовательное соединение рессор имеется, например, в тележках двойного подвешивания (см. главу VIII).
Для трех последовательно расположенных рессор (рис. VI 1.7, б), пренебрегая их весом и весом промежуточных элементов, имеем:
f = fi + h + f8; P=Pi = P2 - P8.
Проведя преобразования, аналогичные случаю параллельного подвешивания, получим формулы:
для общей гибкости
+	+	(VI 1.20)
для общей жесткости
(VII.21)
146
Рис. VII.8. Схема сил, действующих на пружину
Рис. VII.9. Двухрядная пружина
8PD
------Т] = тк -и, lids--в "
(VII. 25)
Более точные расчеты методами теории упругости показывают, что влияние кривизны витков нередко весьма существенно и наибольшие напряжения для внутренней стороны витков (точка а на рис. VI 1.8) составляют
8PD / 4mn —1 ( 0,615 I'm ах	I	I
па.3 \ 4m п— 4	та
где т] — коэффициент, учитывающий кривизну витков и поперечную силу;
Л = ^д-1 _ °-615 .	(VII.26)
4m п—4	та
Внутренние волокна пружины испытывают более высокие напряжения в связи с тем, что их длина меньше наружных волокон, поэтому при кручении витка деформации сдвига внутренних волокон больше деформаций наружных, причем эта разница увеличивается с уменьшением индекса тп.
Иногда применяют уточненную формулу
, .	1,25 , 0,875 .	1
11= 1 4-------ь—— + — •
стп ml ml
Значения -р, вычисленные по формулам (VII.26) и (VII.27), для вагонных пружин практически совпадают.
Прогиб f пружины можно найти, пользуясь энергетическим мето-дом. Работа внешней силы у численно равна потенциальной энергии Ппр деформации кручения пружины [энергия деформации сдвига и изгиба вагонных пружин сравнительно мала и составляет (0,03-?0,04)Ппр]. Из сопротивления материалов известно, что
М* I
ПпР" 2G/p ’
(VII. 27)
где Мк — крутящий момент;
I — длина прутка (Z = л£)пр);
G — модуль сдвига;
/р — полярный момент инерции сечения прутка пружины; для круглого , лО4
сечения /р =
Следовательно,
Л-1? I
Pi
2 2Glp
(VI1.28)
148
или
f 8PD3 Пр ’’’ СШ
Отсюда получим формулу для жесткости пружины
Р Gd4 с = — =----------.
]	8D'° Пр
(VII.29)
Подставляя в уравнение (VI 1.28) величину силы Р из формулы (VI 1.25), получим уравнение прогиба пружины в зависимости от напряжения
/ = Л!1£^!_Ттах.	(VII.30)
T|Gd
Если подставить сюда вместо тшах допускаемое напряжение [т], найдем максимально допустимый прогиб.
Из формулы (VI 1.28) определим число рабочих витков
Если при расчете пружины на заданную нагрузку ее размеры d и D получаются слишком большими, то такую однорядную пружину целесообразно заменить многорядной с меньшими диаметрами прутков и пружин.
Рассмотрим двухрядную пружину (рис. VII.9), нагруженную силой Р и имеющую следующие параметры: dt и — диаметры прутков; и О,—диаметры пружин; и Пр. — число рабочих витков; Р, и Р2 — нагрузки, приходящиеся на каждую пружину (Pt -j- Р2 = Р); ту и т2 — напряжения первой и второй пружин.
Для нормальной работы обеих пружин необходимо, чтобы в них возникли одинаковые напряжения т, = т2 и прогибы = Д.
По условию равенства напряжений согласно формуле (VII.25) получим следующие распределения нагрузки между пружинами:
Pi
Р2 Dj d| гд
По условию равенства прогибов для пружин с одинаковым модулем сдвига сог ласно формуле (VII.30) имеем
Pi Z)g Пр2 dj
Р2
Приравнивая правые части двух последних уравнений, после преобразований получим
Этому соотношению должны удовлетворять все правильно спроектированные многорядные пружины.
Если у двух пружин индексы одинаковые тп1 = тп2, а следовательно, и щ = = т].,, то уравнение (VII.32) получит вид
г	г»	ПР1 Ра
Pi nni—или -----= —— .
np2 Dj
(VII. 33)
При проектировании двухрядной пружины предусматривают между витками внутренней и наружной пружин зазор s3, равный 3—5 мм.
Другие параметры двухрядной пружины можно определить, как указано в учебном пособии [77, с. 150—152]. Там же изложен способ определения размеров двухрядной поужины по эквивалентной однорядной с использованием заранее составленной таблицы.
Напряжение в конической пружине с круглым сечением прутка (см. рис. VII.2) может быть определено по формуле (VII.25), как и для цилиндрической пружины.
149
Этот фактор учитывается введением в расчет коэффициентов, найденных опытным путем. В том же исследовании рекомендованы формулы для расчета пружин при шарнирном опирании одной из опорных поверхностей.
Касательные напряжения т8 в пружине, вызванные силой ляются из уравнения
з
11з>
Н, опреде-
лило)
где
0,63	0,35
"’it '
Напряжения т3 складываются с напряжениями от вертикальной нагрузки, вычисляемыми по формуле (VII.25).
VII.7. Заневоленные пружины
Занево ленным и называются пружины, у которых при изготовлении созданы остаточные пластические деформации в наружном слое прутка. Чтобы эти деформации были устойчивыми, нагружение для за-неволивания выполняют достаточно длительным (до 48 ч) или многократным (не менее 7—10 раз) [61].
Интенсивность заневоливания S (коэффициент заневоливания) определяется отношением деформации у„, сооветствующей пределу текучести, к деформации заневоливания узан на среднем волокне поверхности прутка. Приближенно величина Е может быть выражена отношением диаметра упругого ядра й0 (рис. VII.11, а) к диаметру прутка d:
Тт ~ do
Тзап d
(VII.41)
Чтобы лучше использовать эффект заневоливания, целесообразно принимать £ «= 0,5.
Основное преимущество заневоливания — возможность получать пружины меньшей массы и габаритов при обеспечении необходимых силовых характеристик. Кроме того, у заневоленных пружин повышается усталостная прочность.
После снятия нагрузки заневоливания силы упругости пружины стремятся вернуть ее в первоначальное состояние, но пластические деформации в наружном слое прутка препятствуют этому (удельный объем пластически деформированного металла становится больше). В наружном слое образуются остаточные напряжения (рис. VII. 11, б), по знаку противоположные напряжениям при нагрузке (рис. VII.11, в), поэтому суммарные напряжения (рис. VII.11, г) оказываются меньше, чем они были бы без заневоливания. Рабочая нагрузка пружин должна совпадать по направлению с нагрузкой заневоливания.
а)	б) в) г)
Рис. VII.11. Сечение прутка за неволенной пружины и эпюры напряжений:
а — сечение; б — эпюра остаточных напряжений от кручения; в •— эпюра от внешней нагрузки; г — эпюра суммарных напряжений
151
Наибольшие напряжения возникают в витках большего диаметра (нижних), В.2
так как для этих витков крутящий момент Л-1,- = Р — имеет наибольшую величину.
Прогиб конической пружины с постоянным шагом под нагрузкой Р составляет [8, с. 148].
2Pn,	Р
/=-7^(£1 + ОгН£|+^ = .	(VII.34)
UU	С
VI 1.6. Расчет пружин при действии горизонтальной и вертикальной нагрузок
Некоторые пружины воспринимают не только вертикальную силу Р, действующую по их оси, но и горизонтальную И.
Условия опирания буксовой пружины обычно таковы, что она испытывает изгиб вследствие смещения верхней опорной плоскости относительно нижней (рис. VII. 10). Величина горизонтальной деформации б пружины и соответствующие напряжения в ней определяются величиной горизонтального усилия Н или перемещения, допускаемого конструкцией.
Горизонтальный прогиб б пружины можно определить по формуле, рекомендуемой нормами расчета вагонов на прочность (для параллельного смещения опорных плоскостей):
б = я(— I Р
Н
Сб
(VII.35)
В этой формуле, кроме известных величин:
h — рабочая высота пружины при действии силы Р, определяемая из уравнения h — hCB — d — f (здесь f — прогиб пружины от действия силы Р);
с5 — боковая жесткость пружины.
Остальные величины определяются из выражений:
(V II.36)
для пружины с витками круглого сечения
£__ 2 — Ll COS2
2 sin cz
(VII.37)
где Е — модуль упругости материала пружины;
1 — момент инерции сечения прутка пружины;
а — угол подъема винтовой линии пружины, определяемой из условия
Рис. VII.10. Схема цилиндрической пружины при действии вертикальной и горизонтальной нагрузок
tg«==
h _ лОпр
(VII.38)
р — коэффициент Пуассона.
Исследования показали, что расчет прогиба б по формуле (VII.35) в некоторых случаях не обеспечивает хорошего совпадения с опытом. Например, экспериментальная проверка, выполненная в ЛИИЖТ на моделях пружин тележки типа КВЗ-ЦНИИ [8, с. 149], показала, что с опытом лучше согласуется формула
Исследованиями, проведенными в М.ИИТ [30], установлена важность учета характера расположения опорных витков по отношению к направлению действия силы Н.
150
что задано и что подлежит определению. Часто возникает необходимость заменить в заданных габаритах незаневоленную пружину заневоленной меныпей массы, например задан наружный диаметр £)н пружины и требуется рассчитать заневоленную пружину, обеспечивающую прогиб f при нагрузке Р. В этом случае расчет ведется в такой последовательности:
1. По справочным данным для стали выбранной марки определяют модуль сдвига G и относительный угол сдвига, соответствующий началу текучести ут. Для наиболее распространенных в вагоностроении пессорных сталей марок 55С2 и 60С2 G « 8  105 МПа; ут = 0,0095.
Рис. VII.13. График для определения расчетного значения тзан
2. Для принятой интенсивности заневоливания Н находят соответствующие напряжения заневоливания тзан по графику (см. рис. VII. 13) или по диаграмме упруго-
.	Гт
пластического деформирования, определив предварительно узан =
3.	Приняв рабочее напряжение траб = (0,94-1,0) тзан, вычисляют диаметр d из условия (VII.42):
|/ лтраб
(VII. 44)
Поскольку траб существенно больше допускаемого напряжения для незаневолен-ных пружин, очевидно, что диаметр прутка заневоленной пружины будет меньше.
4.	Необходимое для обеспечения заданного прогиба f при траб число рабочих витков определяют из формулы (VII.30) при т] = 1:
fGd
—-
лП2траб
(VII. 45)
где D = Dn — d — средний диаметр пружины.
5.	Рассчитывают свободную высоту пружины по формулам (VII.2) И (VII.3)
Лев — Лсж + /тах— (яр-г* 1) d+f+A.
(VII. 46)
Здесь 4^5 мм добавляется во избежание соприкосновения витков при сжатии на величину f.
Очевидно, что высота заневоленной пружины меньше незаневоленной, поскольку отличаются их диаметры.
6.	Вычисляют общую деформацию при заневоливании из формулы (VII.43):
л£)3 nv
/зан = ---Тзан (при cos а ж 1).
Следовательно, высота пружины до заневоливания
Лнач = Лсж -г /ван 
(VII. 47)
(VII. 48)
На рис. VII. 12 показана схема деформируемых пружин, сопоставленная с диаграммой упруго-пластической деформации.
Окончательные размеры пружины и режим заневоливания уточняют опытным путем. После заневоливания опорные витки пружины могут иметь остаточный перекос, поэтому их приходится подвергать механической обработке, предусматривая предварительно соответствующий припуск.
После определения геометрических размеров заневоленной пружины расчет напряженного состояния выполняют как проверочный. Для уточненного расчета целесообразно использовать метод, изложенный в работе [71].
В настоящее время интенсивно заневоленные пружины широко используются в поглощающих аппаратах автосцепки. Ведутся работы по их применению в рессорно?д подвешивании вагонов.
VII.8. Расчет пружин на выносливость
Рассмотрим типичное для вагонных пружин действие нагрузок в форме случайного процесса без ограничений на вид этого процесса, однако при условии, что характеристики нагрузок являются представительными и устойчивыми. В этом случае целесообразно применить расчет, разработанный ИМАШ, особенности которого кратко изложены в п. IV.8.
153
Полный расчет заневоленных пружин обычно выполняют методами теории пластичности, используя диаграмму упруго-пластической деформации кручения прутка, принимают допущения о линейном упрочнении материала при пластическом деформировании и дополнительно учитывают влияние кривизны витков 171]. Окончательные размеры пружины корректируют опытным путем.
Во многих случаях, в частности при расчете пружин вагонов, пелесообразно разделять полный расчет заневоленных пружин на два этапа [62]:
а)	предварительный расчет геометрических размеров пружин-заготовок (до за-неволивания) и готовых пружин;
б)	уточненный расчет напряженного состояния для принятых геометрических размеров.
Такой подход к расчету заневоленных пружин позволяет существенно упростить определение геометрических размеров пружин на этапе эскизного проектирования при обеспечении требуемой точности, а для отдельных типов пружин, нагруженных в эксплуатации статическими или редкими динамическими нагрузками, можно вообще отказаться от уточненного расчета напряженного состояния. Исходной для предварительного расчета геометрических размеров заневоленных пружин является дна!рам-ма упруго-пластической деформации типовой пружины (рис. VII. 12), построенная по данным, полученным в процессе заневоливания.
Напряжение тн от внешней нагрузки Р, называемое номинальным, в отличие от истинного определяется по следующей формуле (см. п. VII.5):
8PD
тн=	
nd3
(VII. 42)
Как известно из сопротивления материалов, деформация кручения у связана с прогибом f пружины зависимостью, справедливой в области и упругой и пластической деформации:
ziD- Пр cos а
(VII. 43)
Здесь обозначения такие же, как в п. VII.5.
После заневоливания пружина деформируется как упругое тело, и зависимость между номинальным напряжением тн и углом сдвига у выражается прямой АВ. На всем этом участке справедлив закон Гука (тн = Cry) и соответствующие расчетные уравнения, применяемые при расчете незаневоленных пружин (см. п. VII.5). При этом в формулы вместо допускаемого напряжения [т] для обычных пружин должно подставляться [тзан] для заневоленных. Выполнение предварительного расчета основано на
использовании известного принципа, согласно которому параметры и основные соот-
Рис. VII.12. Диаграмма упруго-пластической деформации
пружины
ношения упрощенных расчетных формул определяют на изделиях, подобных проектируемым по форме и напряженному состоянию. В нашем случае таким соотношением является график тн (у) (см. рис. VII. 12).
Погрешности такого расчета зависят от того, насколько принятая диаграмма сдвига соответствует параметрам рассчитываемой пружины. Наличие диаграммы тн (у) для конкретной пружины позволяет точно рассчитать новую пружину, отличающуюся от исходной только числом витков и степенью заневоливания. Для пружин из одинакового D материала с различными значениями d и тп = — d диаграммы упруго-пластического деформирования неодинаковы. Однако для вагонных пружин определенных типоразмеров (d= 104-45 мм; тп— 3,54-6), изготавливаемых из сталей марок 55С2 и 60С2 по ГОСТ 1452—69, различие в диаграммах незначительно [62] и определяется в основном технологическими отклонениями в структуре металла и в геометрических параметрах пружин при изготовлении; Это обстоятельство позволило рекомендовать [62] в качестве исходной для расчета вагонных пружин из указанных сталей зависимость тзан (Е) вместо ти (у), полученную в результате осреднения криволинейных участков диаграмм упруго-пластического деформирования большого числа пружин (рис. VII. 13). Погрешность определения тзаи по этой зависимости не превышает 4%.
Последовательность предварительного расчета
геометрических размеров пружин зависит от того,
152
В качестве исходных данных принимают статистические характеристики нагруженности и сопротивления усталости пружин.
Характеристики нагруженности представляют в виде блока нагружений, который отражает закономерность изменения напряжений в течение определенного времени эксплуатации (например, за год).
В дальнейшем определяют число /. таких блоков, которое выдержит пружина до появления усталостной трещины. Форма блоков нагружения обычно задается в виде таблицы [8, с.
152], в которой приводятся относительные значения напряжений, или в виде графика, показанного на рис. VI 1.14 (на рис. IV.7 изображен аналогичный график нагрузки за весь срок службы в абсолютных значениях Oj и nt).
Поскольку пружины имеют несимметричный цикл нагружения, амплитуды напряжений приводят к амплитудам эквивалентного симметричного цикла по известной зависимости [подобно формуле (IV.39)]
’’'аэг "Г Фтд Тс>
(VI 1.49)
где фтд — коэффициент чувствительности металла к несимметрии цикла (для пружин фтд = 0,1-4-0,2);
тс — среднее напряжение цикла (обычно равно напряжениям от статической нагрузки).
Другие необходимые для расчета величины имеют обозначения: та тах — максимальная амплитуда в блоке нагружения;
v6 i — число циклов нагружения i-ro уровня;
— общее число циклов в блоке нагружения;
х=~^-— относительное число циклов (Sx; = 1) [32].
В расчете учитывают только те уровни амплитуд напряжений, которые превышают порог усталостной чувствительности (обычно > 0,5т_1л, где т_1а — предел выносливости пружины), полагая, что меньшие напряжения не вызывают повреждений.
Характеристики несущей способности пружины — средний предел выносливости т_1л, среднее квадратическое отклонение предела выносливости \_1П, коэффициент вариации ит, а также параметры кривой усталости Лф и m определяют по данным испытания пружин, сходных по материалу и размерам, или расчетом по методике, изложенной в книге [83].
Расчет пружин для ограниченной долговечности (при числе циклов Nc < IO7-? 108) выполняется следующим образом. Аналогично формуле (IV.23) для касательных напряжений из уравнения кривой выносливости
т". Ni = т™ 1Д N - 1д	(VII. 50)
определим долговечность, выраженную через число циклов N; до разрушения при амплитуде таг:
гт , N
Ni= д ~1д,	(VII.51)
ГГ,П
где т_1а — предел выносливости пружины при базовом числе циклов ЛГ_1Д. 154
Применяя гипотезу о линейном суммировании повреждений (см. п. IV.2) и используя приведенные выше характеристики нагрузок, напишем следующую зависимость:
SP = 2	= Л7с 2 V- =2 V- •	(VII.52)
Л г	Лг
Здесь sp — сумма относительных повреждений;
tii — число циклов на i-м уровне напряжений;
(Ус — суммарное число повреждающих циклов за срок службы пружины, равное произведению числа л блоков нагрузки на число циклов в блоке тб.
Долговечность, выраженная числом блоков, составляет
(VI1.53)
Подставив Nt из выражения (VII.51), получаем искомую зависимость
зг,<1д.у.,;
Уб s y.i
(VII.54)
Для вычисления медианной долговечности, соответствующей вероятности разрушения 50%, подставляем в уравнение (VII.54) медианное значение т_1д.
Чтобы выразить долговечность в единицах времени Т, достаточно величину К умножить на число циклов vc в блоке и разделить на число циклов за единицу времени ав (эффективную частоту колебаний):
= 5рт-1д-у-1д
ав “в ав 2 т'?? v.i
(VII. 55)
В формулах (VII.54) и (VII.55) суммирование производится только для амплитуд таЬ превышающих т_1д.
Для случаев, когда все амплитуды в блоке нагружения превышают предел выносливости и нет больших редких перегрузок, принимают sp = 1.
Если в расчетном режиме нагрузок пружин имеется большое количество амплитуд напряжения ниже предела выносливости и возможны кратковременные перегрузки, то величина sp может существенно отличаться от единицы. В этом случае расчетную величину sp находят из следующей формулы, выражающей корректированную гипотезу линейного суммирования повреждений, обоснование которой изложено в книге [83, с. 177]:
__ та max Ч — Ч Т—щ .
Sp — ~	д — -
la max — Т—1д
(VII. 56)
Е = 2 .Та-г 	(VII.57)
Т-а max
где /гп -— постоянное число, определяющее нижнюю границу повреждающих напряжений и принятое выше равным 0,5.
Если по формуле (VI 1.56) получается sp < 0,2, принимают sp =0,2.
Для определения долговечности Т , соответствующей вероятности разрушения q, применяют формулу (IV. 100):
1g т^т-
Практически расчет сводится к следующему:
1)	определяют среднюю долговечность Т по формуле (VII.55) и ее логарифм lg Т, подставив среднее значение т_1Д;
2)	определяют величину slg т, как изложено ниже;
3)	задаются допустимой вероятностью разрушения q (достаточно малой) и по таблицам функции нормального распределения находят соответствующий квантиль uq\
155
повышением предела выносливости обработкой поверхностей рессоо и пружин стальной дробью. В результате создается поверхностный наклеп и устраняются мелкие дефекты на поверхности;
заменой- пружин с большим диаметром прутка несколькими пружинами с более тонкими прутками, имеющими такую же величину общей жесткости (с учетом влияния масштабного фактора на предел выносливости). Этим также можно снизить массу рессорного комплекта;
применением заневоленных пружин;
применением улучшенных марок стали, например 60С2ХФА.
VII.9. Торсионные и кольцевые рессоры
Торсионная рессора (рис. VII. 15) представляет собой прямой стержень 2, один конец которого укреплен во втулке 1, установленной, например, на раме тележки, а другой жестко связан с рычагом 4, который соединяется с обрессоренной частью, например с надрессорной балкой. Второй опорой стержня 2 служит подшипник 3, также укрепленный на раме тележки.
В отличие от витых пружин торсион испытывает деформацию чистого кручения, поэтому при равных нагрузках его масса меньше, чем у пружины. Однако стоимость изготовления торсиона и устройств для его крепления выше, чем у пружины. Торсионные рессоры применяются в некоторых тележках заграничных вагонов.
Условие прочности торсиона диаметром d при скручивании определяется формулой
т=16Мн^[тЬ	(VII.63)
nd3
где Мк — крутящий момент. Согласно рис. VI 1.15 7ИК = Ра.
Угол закручивания
<p=2^L_,	(VII.64)
д G
где I — длина рабочей части торсиона;
/р — полярный момент инерции поперечного сечения стержня.
Величина вертикального перемещения точки приложения силы (прогиб)
=	(VII. 65)
Д G
жесткость торсиона
с= —= -2р£.	(Vii.66)
/ а-
При больших значениях угла <р жесткость торсиона нелинейна, так как при повороте меняется расчетная величина а.
Кольцевые рессоры (см. рис. Х.21, б) применяются преимущественно в случаях, когда требуется обеспечить высокую жесткость в ма-
лых габаритах (например, в некоторых конструкциях поглощающих аппаратов автосцепки). Достигается это за счет рационального использования материала колец и наличия сил трения между кольцами. Основной деформацией наружных колец является растяжение, а внутренних — сжатие. Для обеспечения стабильного трения и предотвращения заклинивания применяется смазка.
Рис. VII. 15. Схема торсионной рессоры
157
4)	по формуле (IV. 100) вычисляют 1g Tq и по нему — искомое значение долговечности Тд.
Очевидно, что. решая эту задачу для различных значений д, можно построить функцию распределения долговечности. График величины 1g TQ на нормальной вероятностной бумаге выражается прямой линией.
Для определения величины s]o. т учитывают, что рассеяние долговечности в основном зависит от случайных отклонений пределов выносливости т_1д и амплитуд напряжений та;.
Случайные отклонения величины т_1л количественно оцениваются дисперсией логарифма предела выносливости и могут быть определены по формуле, известной из курса математической статистики [83. с. 295]:
j- ddgr-m) ’
L 1Д
s2 — (0,434гц	)2,
ш	v—1д
где sL _	—дисперсия логарифма предела выносливости;
т_ 1Д — медианное значение предела выносливости;
s2 — дисперсия предела выносливости;
—ш
о — коэффициент вариации. - 1Д
Аналогично дисперсия логарифма амплитуд
С^аг-(°>434о )*.
Общая дисперсия логарифма долговечности
(VII.58)
(VII. 59)
(VII. 60)
Среднее квадратическое отклонение искомого логарифма долговечности получим из формулы (VII.60), подставляя в нее выражения (VII.58) и (VII.59):
SlgT = 0,434m]/^~^7.	(VII.61)
Расчет пружин для значительной долговечности (Nc > 1074-108 циклов) можно выполнить по методике ИЛ1АШ, применяя III расчетный случай [83, с. 295; 8, с. 155—159].
Приближенный расчет на усталость (в детерминированной постановке) для случая, когда при любых изменениях амплитуды среднее значение напряжений тс остается постоянным, выполняют с использованием следующего уравнения, полученного анализом диаграммы предельных напряжений [83, с. 174]:
Т--р ( 1 -Фтп ) Тл
п = --5[п],	(VII.62)
lmax где п — запас усталостной прочности;
ттах — максимальное напряжение цикла нагружения пружины;
[и] — допускаемый запас усталостной прочности.
Применительно к вагонным пружинам тс и ттах вычисляют по формуле (VI 1.25), подставляя вместо расчетной силы Р соответственно статическую нагрузку Р„ и наибольшую из часто повторяющихся нагрузок Ршах.
Допускаемый запас усталостной прочности при однородном материале, достоверных данных о пределе выносливости и при достаточно полном учете всех условий работы пружины можно принять [п] = 1,34-1,6, а при отсутствии подобных данных [п] = 1,84-2,2.
Изложенные способы расчета справедливы также для листовых рессор; в этом случае вместо касательных напряжений рассматриваются соответствующие нормальные напряжения.
Повышение прочности и долговечности пружин и листовых рессор достигается;
устранением или максимальным сокращением различных источников концентрации напряжений (плен, закатов, раковин и т. п.).;
предотвращением обезуглероживания поверхностного слоя рессор и пружин при изготовлении и термообработке. Обезуглероживание снижает предел выносливости на 20—40%;
156
Концы листов обрезают не по треугольнику, а по трапеции (см. рис. VII.3). а один или два листа часто выполняют по длине одинаковыми с коренным листом (подкоренные листы) и не обрезают их концы по трапеции. Это обычно учитывают соответствующим изменением формул.
Общее число листов рессоры составляет
пл = тЛ + ПЛ1 >
где та — число коренных и подкоренных листов; пЛ! — число наборных листов.
b уравнение (\ 11.70) вместо пл подставляют -
и с учетом — получают
2
iEbh-Z (Зтл-|-2п.л1)
(VII.71)
Если подставить значение Р из формулы (VII.69) в формулу для определения прогиба /, получим зависимость между прогибом и напряжением в рессоре.
Прогиб эллиптической рессоры равен удвоенному прогибу незамкнутой листовой рессоры.
VII.11. Конструкция и расчет резиновых рессор
Вследствие высокой удельной энергоемкости и значительного внутреннего трения резины во многих случаях целесообразно использовать ее в рессорном подвешивании. В вагонах применяют резиновые рессоры с различными видами деформации: сжатия, сдвига, а также сложного сопротивления,, когда действующая сила вызывает несколько видов деформации.
Силовые характеристики резиновых элементов в отличие от металлических существенно зависят от температуры, режима нагружения, влияния агрессивной среды и других факторов.
На рис. VII. 17 показана зависимость модуля сдвига G резины, изготовленной на основе натурального каучука, от температуры при постоянных значениях деформации и частоты нагружения (относительная деформация
1 \
сдвига 0,02, частота 50 — j. С понижением температуры модуль упругости увеличивается до температуры tc стеклования, когда резина становится твердым телом. Для резины на натуральном каучуке tc ~ —70° С; морозостойкие бутадиеновые каучуки имеют tc —110° С.
Резины отличаются четко выраженными релаксационными свойствами (рис. VI 1.18), поэтому с изменением скорости приложения нагрузки и ее повторяемости существенно меняется зависимость между напряжениями и деформациями.
Чтобы учесть это, при расчетах пользуются следующими значениями модуля упругости Е резины как материала:
равновесным модулем £тс, соответствующим состоянию резины, которое наступает, когда релаксационные процессы заканчиваются. Практически его определяют как статический модуль £ет » Е^, соответствующий времени (В1 (см. рис. VII. 18);
Рис. VII.17. Зависимость модуля сдвига резины от температуры
Рис. VII.18. Кривая релаксации напряжений резины
159
Каппяжрнпя растяжения (или сжатия) о в кольцах с поперечным сечением F от силы Р определяют по формуле
Р о =------------------,
Дя. tg (р + р)
(VII.67)
где — угол наклона рабочей поверхности кольца;
р — угол трения (р = arctg f).
Величина деформации сжатия всей пружины, состоящей из ин наружных и пъ внутренних колец, определяется по уравнению
пЕ tg р tg <р—J-p?
(VII.68)
где Е — модуль упругости материала колец;
D„ и Fa — диаметр и площадь поперечного сечения наружного кольца;
DB и FB — то же внутреннего кольца.
Более подробный уточненный расчет приведен в специальной литературе (59, с. 47—53].
Подобно кольцевым рессорам высокой жесткостью при малых габаритах обладают тарельчатые рессоры, сопротивление деформации у которых складывается из упругих сил и сил трения между фрикционными поверхностями соприкасающихся шайб — тарелок. Тарельчатые рессоры в вагоностроении применяют редко.
VII.10. Расчет листовых рессор
Теоретическая листовая рессора представляет собой брус равного сопротивления изгибу, вследствие чего обеспечивается наибольший прогиб при наименьшей затрате материала.
Схематически (рис. VII.16) такая рессора получается из треугольной пластины толщиной (гл, разрезанной на 2/гл полос шириной —.
Под нагрузкой листы рессоры изгибаются показанная на рисунке балка эквивалентна
Рис. VII.16. Теоретическая листовая рессора, полученная из треугольной пластины:
а—пластина; б—половина иессоиы
по дуге окружности^ Поскольку половине рессоры, обозначим
Напряжения в любом сечении рессоры
о=—.--PL . (VII.69) 2 пл oh~n
Прогиб рессоры
3PL3 .*=-------.	VII.70)
ё/г:‘
Формула (VII.70) не учитывает влияния хомута, поэтому она несколько преувеличивает прогиб. Чтобы учесть влияние хомута шириной из полной .	° л
длины вычитают величину —, соответствующую ширине плотного прилегания хомута.
158
Предложено и теоретически обосновано несколько формул для определения 03;
Для цилиндрических рессор с радиусом т достаточную точность обеспечивает следующая формула [73, с. 100]:
Р3 = 0,667+0,5а jj,
(VII. 73)
где
Напряжение о кости с таких рессор
при сжатии находят из условия о = —. Для определения жест-F
предлагаются следующие зависимости [73, с. 100];
при аг < 0,6 при 0,6<аг<0,7	EF с = —-— h EF	Psi	(VII. 74)
	h		
	EF		
при От > 0,7	с—	 h	0,5а;-.	
Для призматических рессор с размерами сторон а X b X h целесообразно применять формулу [73, с. 103]
где
Рз — 1 OSj 
а а1=-;
__(2+а3)2
3(4 + aj+a2)
b
а2 = — . h
(VII. 75)
Жесткость с призматических рессор [73, с. 103]:
при aj<l, а2<1
при с:,>1, а2>1
при ^ = «2
при а2 > Oi
(VII. 76)
Рессоры, работающие на сдвиг (рис. VII. 19, б), имеют прямую пропорциональность между силой и деформацией примерно до величины tg у = 0,35+0,5 (в зависимости от типа резины и геометрических размеров рессоры). Расчетная зависимость в этом случае
f=~,	(VII.77)
or
где г = аЪ.
Жесткость рессоры
GF
с = — .	(VII.78)
h
Напряжения сдвига
т = -у.	(VII. 79)
х
Рессора при сжатии со сдвигом, воспринимающая одновременно нормальные N и касательные Т силы (рис. VI 1.20), имеет вертикальную деформацию f, равную геометрической сумме деформаций сжатия и сдвига. Расчетное уравнение для показанных на рисунке двух симмет-6 Зак. 1752	161
Рис. VII.19. Схемы нагружения резиновых рессор:
а — при сжатии; б — при сдвиге
мгновенным модулем Ео, определяемым при высокой скорости нагружения.
Величины Ех и Ео являются предельными значениями модуля упругости. Модули Еъ соответствующие различным скоростям деформации при колебаниях, имеют промежуточные значения; их определяют испытанием для заданных режимов нагрузки. Приближенную оценку модуля Ег для вагонных амортизаторов можно получить из
условия Ej = Ест/гтв, где /ггв— коэффициент, зависящий от твердости резины и определяемый на основании опытов [8, с. 162]. Все изложенное справедливо и для модуля сдвига G.
Силовая характеристика резиновых рессор имеет линейный участок только при малых относительных деформациях (е = 0,14-0,3 в зависимости от вида деформации). Для большинства резиновых рессор приходится ограни-
чивать деформации е в указанных пределах с целью обеспечения необходимой прочности и долговечности, что вместе с тем позволяет упростить расчеты, используя закон Гука.
Упругие свойства рессоры существенно зависят не только от значений Е и G, но и от формы резиновых элементов и условий закрепления их опорных поверхностей. Обычно резина прочно скрепляется с металлическими армированными пластинами вулканизацией или склеиванием. Это повышает
надежность и долговечность рессоры, но увеличивает ее жесткость.
Отмеченные особенности существенно усложняют расчет резиновых рессор по сравнению с металлическими; процесс разрушения резины также более сложен и менее изучен. В частности, на прочность резины существенно влияют ее диссипативные свойства, которые вызывают самонагревание, особенно при больших частотах и амплитудах колебаний. Концентрация напряжений, возникающая в местах резкого изменения формы и возле различных дефектов, также резко снижает прочность.
В настоящее время еще не разработаны достаточно общие и точные инженерные расчеты резиновых элементов, хотя имеется немало исследований в этой области, обзор которых приведен, например, в книге [73]. В практике проектирования вагонов сначала выполняют расчет резиновых рессор на статическую нагрузку, определяя их деформацию и приближенно оценивая напряжения. Динамические свойства рессор определяют при расчетах колебаний вагона. Долговечность резиновых рессор оценивают опытным путем.
Рассмотрим статический расчет рессор с привулканизированными металлическими пластинами.
Рессоры, работающие на сжатие (рис. VII. 19, а), при малых деформациях f, не превышающих 0,2 общей высоты h упругих элементов, рассчитывают на основе зависимости между нагрузкой Р и деформацией f, полученной с учетом несжимаемости резины (постоянство объема) и с использованием гипотезы плоских сечений:
Р = ргДД-2-,	(VII.72)
V где F — площадь поперечного сечения резиновых элементов;
р3 — коэффициент увеличения жесткости вследствие закрепления торцов элементов.
160
Расчет для малых деформаций выполняется по формулам (VI 1.72), (VII.77), (VII.79), причем в формулу (VI 1.72) вместо Е подставляют Еу и принимают р = 1. Модуль сдвига G мало зависит от значения /гф. Установлена следующая эмпирическая зависимость среднего статического модуля G (МПа) от твердости резины (для от 40 до 70): № G=—Е-.	(VII.85) 3800		Таблица VII.I			
	Коэффициент формы резиновой рессоры k, Ф	Допускаемое напряжение [OJ при твердости резины Нр, МПа			
		40Д	-ЦД	боД	-4-4 70_L4
	0,50 0,25 0,10 1,25 1,50	0,8 1,0 1,2 1,5 1,8	1,0 1,2 1,5 1,8 2,0	1,2 1,5 1,8 2,2 2,5	1,5 1,6 2,2 2,5 2,8
					
Расчетные напряжения о = сравнивают с допускаемыми [а]. Величину [о] принимают в зависимости от твердости резины Hv, коэффициента формы /гф и величины допустимой относительной деформации [е]. Для приближенных расчетов при статических нагрузках можно принимать допускаемые напряжения, указанные в табл. VII. 1.
При действии статических нагрузок с редкими динамическими перегрузками указанные в табл. VII. 1 значения [ст] уменьшают в 1,2 раза, при действии регулярных динамических нагрузок — в 1,5 раза.
VII.12. Пневматические рессоры
Одним из современных направлений в улучшении динамических и ходовых качеств подвижного состава является применение пневматических рессор. Такими рессорами оборудованы, например, тележки вагонов РТ-200. Эти рессоры позволяют автоматически поддерживать кузов на определенном расстоянии от уровня рельсов независимо от загрузки вагона, что достигается за счет изменения давления воздуха в рессоре. Они имеют высокую выносливость, малую массу и значительно улучшают вибро- и шумоизо-ляцию.
В рессорном подвешивании вагонов применяются пневматические рессоры баллонного (рис. VII.22,a), диафрагменного (рис. VI 1.22, б) и смешанного (рис. VII.22, в) типов.
Наибольшее распространение получили пневмоэлементы диафрагменного типа, так как они имеют регулируемые параметры вертикальной и горизонтальной жесткости.
Система пневматического подвешивания вагона (рис. VI 1.23) обычно состоит из пневморессоры 3 с дополнительным резервуаром 1, который снабжен дросселем 2, регулятора положения кузова 4, трубопровода 5, главного резервуара 6 и компрессора 7.
6*
Рис. VII.22. Разновидности пневматических рессор
163
Рис. VII.21. Графики зависимости жесткости с и деформации f рессоры сжатия со сдвигом от угла наклона а
Рис. VII.20. Рессоры, работающие на сжатие со сдвигом (а — схема расположения; б — схема действия сил для правого резинового элемента)
рично расположенных и совместно воспринимающих нагрузку рессор при прежних обозначениях имеет вид [73, с. 1061
________ Ph_____________
2F (G sin2 a-f- Е cos2 сс)
(VII.80)
где cl — угол наклона рессор.
Характерная особенность рассматриваемой системы состоит в л
О < а < — появляются внутренние силы распора Q, дополнительно
том. что при нагружающие
узел:
Е	Р
Q = f~^ № — G)sinacosa = —
(Е — G) sin a cos а (Е cos2 а-j-G sin2 а)
(VII.81)
Представляет практический интерес анализ влияния угла на жесткость рессоры. Как видно из графика (рис. VII.21), варьируя величиной угла а, можно менять жесткость с и деформацию f в желаемом направлении. При этом изменяются напряжения о и т, значения которых не должны выходить за пределы допускаемых.
Кроме рассмотренного, применяются расчеты, в которых вместо модулей упругости Е как константы материала и теоретически обоснованного коэффициента |За введен условный модуль £у, зависящий от типа резины и коэффициента формы резиновых элементов. Такой вариант расчета основан на экспериментально установленном факте: резиновые элементы, имеющие одинаковые отношения геометрически подобных площадей нагружения F к площади выпучивания Еъи и равные напряжения сжатия, деформируются примерно на одинаковую делю своей толщины. Поэтому для оценки влияния формы резиновой рессоры на ее упругие свойства вводится понятие коэффициента формы:
£ф=-/-.	(VII.82)
Е ВЦ
Например, для цилиндрической резиновой шайбы диаметром D и толщиной h коэффициент формы равен
лР2	Р
4л РА	4/1
(VII.83)
Условный модуль сжатия может быть выражен зависимостью
£у = Е (1 + тф/гф),	(VII.84)
где Шф — коэффициент, учитывающий влияние размеров, формы, способа закрепления торцов упругого элемента.
Например, для резины амортизационных марок с привулканизирован-ными поверхностями при /гф = 1,04-1,25 принимают тф =2. 162
В общем случае вертикальная жесткость пневморессоры может быть представлена равенством
СЕ = С, ч- с, 4- с3, (VII.87)
где
q—жесткость рессоры, зависящая от геометрических размеров пневмоэлемента, дополнительного резервуара и давления воздуха;
с2 — жесткость рессоры, зависящая от изменения эффективной площади пневморессоры пр и дефор ма ни и;
с3 — дополнительная жесткость рессоры, обусловленная со-п роти влей и ем соп р я га емых элементов конструкции пнев-
Рис. VII.24. Схемы упругих элементов: с — диафрагменный; б — баллонный
моэлемента.
У пневмоэлементов различают статическую и динамическую жесткость соответственно изотермическому и политропному характеру термодинамического процесса, протекающего в пневмоэлементе при работе.
Жес 1 коли Ci и определяются по формулам:
(РоН- 1) nF^
(VII. S3)
rff эф
с2 = Ро—(VII.89) и/
где	Рц — номинальное избыточное давление воздуха в пневморесссре;
п — показатель политропы, принимаемый п = 1,24-1,3;
V = Vp + Уд — суммарный объем пневмоэлемента и дополнительного резервуара; df — прирашение динамического прогиба;
dFe<j) — приращение эффективной плошали при динамическом прогибе f.
Составляющая сч (каркасная жесткость) зависит от конструктивных параметров оболочки: марки резины, слойности кордного каркаса, плотности нитей в каркасе и интенсивности натяжения их под действием внутреннего давления, величины угла наклона нитей корда к образующей резино-кордной оболочки и т. д. Поэтому величина с3 обычно определяется опытным путем, а при расчете пневмоэлементов принимается (0.054-0,10) С).
При расчетах системы пневматического подвешивания обычно задается исходный параметр — эквивалентный статический прогиб:
/ЭКЕ —
Св
Для рассмотренных конструкций пневморессор характерно наличие диссипации энергии колебательного процесса при вертикальных деформациях.
При сжатии (см. рйс. VII.23) воздух из рессоры перетекает в дополнительный резервуар через дроссель 2, что обеспечивает некоторое рассеивание кинетической энергии аналогично гидравлическому гасителю колебаний.
VII.13. Гасители колебаний;
Гасители колебаний создают диссипативные (рассеивающие ) силы, необходимые для рассеивания энергии собственных колебаний и ограничения амплитуд колебаний вагона или его частей.
По характеру диссипативных сил основные конструкции применяемых в вагонах гасителей колебаний можно разделить на следующие группы:
1) фрикционные, имеющие:
постоянные по величине силы трения
Fс = Л sgn z;
(VII.90)
постоянные силы трения F,, для одного направления перемещения и FB для противоположного. При этом силы и FB отличаются по величине;
165
При увеличении нагрузки кузова Р происходит сжатие пневморессоры 3. Тогда отверстие б в золотнике регулятора 4 соединяется с каналом а и сжатый воздух из главного резервуара 6 поступает в пневморессору, в результате чего кузов вагона приподнимается на прежнюю высоту. При уменьшении нагруки Р кузов вагона поднимается вверх, выточка в в золотнике регулятора соединяет пневморессору с атмосферой через канал Ат, давление в пневморессоре уменьшается и кузов опускается на заданную высоту, при которой все отверстия в золотнике перекрываются. Таким образом происходит автоматическое регулирование давления в пневморессоре и кузов вагона удерживается на определенной высоте при изменении загрузки.
Как было установлено выше, упругие свойства пружин и рессор оценивают их жесткостью или статическим прогибом.
В пневматическом рессорном подвешивании с регулированием давления статический прогиб — понятие условное, так как высота пневморессор благодаря работе регулятора положения кузова остается неизменной независимо от нагрузки. Поэтому для пневматического подвешивания и упругих пневмоэлементов используется так называемый эквивалентный статический прогиб, определяемый как отношение номинальной грузоподъемности Р$ к номинальной жесткости с0. Номинальная грузоподъемность пневмоэлемента задается при проектировании системы подвешивания и определяется по весу брутто экипажа, приходящемуся на один упругий элемент.
Номинальная грузоподъемность пневмоэлемента связана с другими его параметрами выражением
Ро =	(VII.86)
где Ре — номинальное давление воздуха в пневмоэлементе;
/фф — эффективная (несущая) площадь элемента.
Номинальное давление воздуха в пневмоэлементе задается как исходный параметр системы пневматического подвешивания в зависимости от типа источника сжатого воздуха, в качестве которого может быть специальный воздушный компрессор или тормозная магистраль вагона.
Эффективная (несущая) площадь пневмоэлемента выбирается в зависимости от номинальной грузоподъемности элемента и расчетного значения номинального давления в пневмоэлементе с учетом габаритных размеров узла пневматического подвешивания.
В пневматическом упругом элементе с гибкой резино-кордной оболочкой (рис. VII.24) эффективная площадь описывается радиусом по точкам профиля, в которых нормаль к поверхности оболочки перпендикулярна плоскости расположения этих точек.
В пневмоэлементах баллонного и диафрагменного типов эффективная площадь является величиной переменной. При деформации этих элементов происходит изменение формы оболочки и параметров, характеризующих конфигурацию оболочки, что значительно усложняет расчет. Сложность расчета заключается в том, что в процессе деформации, кроме изменения диаметра упругого элемента, изменяется положение точки касания оболочки, арматуры и расположения нитей корда.
164
переменные силы трения, пропорциональные перемещениям:
(VII.91)
переменные силы трения, пропорциональные перемещениям, но неодинаковые по величине для противоположны:-: направлений этих перемещений:
Fe = 4>Thcz; Ав = <рТРсг;	(VII.92)
2) гидравлические, имеющие:
силу сопротивления вязкого трения, пропорциональную первой степени скорости перемещения:
Fi3 = Pi2:	(VI 1.93)
силу сопротивления вязкого трения, пропорциональную квадрату скорости перемещения:
Ар = [32 z2 s?n z-	(V11.94)
Аналогичной характеристикой обладают пневматические гасители колебаний, встроенные в пневморессоры для частичного разгружения гидравлических гасителей.
В этих характеристиках сил сопротивления гасителей колебаний приняты следующие обозначения:
Fc — сила сухого трения, одинаковая для нисходящего и восходящего движения;
Ап, Ав — силы сухого трения соответственно для нисходящего и восходящего движения;
<рт, фтн и q>TB — коэффициенты относительного трения фрикционных гасителей колебаний, соответствующие силам Fw, FB и FB.
Pi и — параметры сопротивления вязкого трения гидравлических гасителей колебаний, соответствующие силам сопротивления, пропорциональным первой и второй степеням скорости перемещения;
с — жесткость упругого элемента, установленного в рессорном комплекте параллельно с гасителем колебаний;
гиг — соответственно перемещение и скорость перемещения опор упругого элемента и гасителя колебаний;
sgn — знак («+» или «—») силы сопротивления гасителя.
Резиновые рессоры имеют диссипативные силы, аналогичные силам сопротивления вязкого трения.
Листовые рессоры относятся к фрикционным гасителям с силой трения
A = q>Tczsgnz.	(VI 1.95)
Кроме перечисленных основных типов гасителей колебаний, имеются
создающие силы сопротивления сухого и вязкого трения (рези-
гасители,
Рис. VII.25. Фрикционный гаситель колебаний с постоянной силой трения
нофрикционные, резиногидравлические и др.).
Рассмотрим конструкции фрикционных гасителей колебаний.
Гаситель колебаний с постоянной силой трения устроен так. В пазах 5 (рис. VII.25) надрессорной балки с каждой стороны вмонтирован башмак 2, в котором помещены стакан 3 и пружина 4. Стакан прижат пружиной к фрикционной планке / боковой рамы тележки.
Сила трения этого гасителя, возникающая при относительном перемещении
166
стакана и планки, определяется предварительным сжатием пружины и ее жесткостью, а также коэффициентом трения между стаканом и фрикционной планкой.
Гаситель колебаний, применяемый в трехосных тележках типа УВЗ-9м (рис. VII.26), создает силы трения, пропорциональные перемещениям. Нагрузка от надрессорной балки тележки через прокладку 1 и нажимной конус 2 передается на два раздвижных клина 3. При деформациях рессорного подвешивания эти клинья перемещаются внутри стакана 6, прижимаясь к его стенкам, благодаря чему между соприкасающимися цилиндрическими поверхностями развиваются силы трения. Восстановление сжатого гасителя обеспечивается пружиной 5, размещенной между фланцем стакана 6 и опорным кольцом 4, которое прижато к фланцам раздвижных клиньев.
Клиновой гаситель колебаний, который создает силы трения, пропорциональные перемеще-
Рис. VII.26. Гаситель колебаний тетежки УВЗ-9м
пням, но различные по величине для нисходящего и восходящего движений, применен в тележках типа ЦНИИ-ХЗ-0 грузовых вагонов (рис.
VI 1.27). Силы трения в этих гасителях возникают при относительном вертикальном и горизонтальном перемещениях трущихся поверхностей клиньев 1 по фрикционным планкам 2, укрепленным на колонках боковых рам тележки. Следовательно, клиновые гасители могут гасить вертикальные и горизонтальные колебания. Они отличаются простотой конструкции, надежностью в эксплуатации и широко применяются в тележках грузовых ва-
гонов.
В буксовом подвешивании тележек типов К.ВЗ-5 и КВЗ-ЦНИИ пассажирских вагонов установлены фрикционные гасители, размещенные внутри пружин рессорного подвешивания. В этом гасителе имеется втулка 9 (рис. VII.28), надетая на шпинтон 2 рамы тележки. Вокруг втулки расположены шесть фрикционных конусных секторов 8. Под давлением пружины 4 конусные кольца прижимают секторы к втулке. В процессе колебаний рамы тележки относительно буксы 1 происходит перемещение секторов по втулке. Вследствие этого возникают силы трения, которые гасят колебания или ограничивают их амплитуды. При таком расположении гасителя в буксовом узле создается дополнительная связь колесной пары с рамой тележки. Расположение частей гасителя колебаний внутри пружины 5 затрудняет их осмотр и смену в процессе эксплуатации вагона. Другие конструкции фрикционных гасителей описаны в [8, с. 167—169].
Одним из основных недостатков всех фрикционных гасителей колебаний является то, что они имеют большие силы трения покоя, препятствующие прогибам рессорного подвешивания, когда величина возмущающей силы меньше величины силы трения самого гасителя.
Расчет фрикционных гасителей колебаний сводится к определению зависимостей между силовыми параметрами и геометрическими размерами. В качестве примера рассмотрим расчет клинового гасителя колебаний с силой трения, пропорциональной
перемещениям.	ЦНИИ-ХЗ-0
Рис. VII.27. Клиновой гаси-тель колебаний в рессорном комплекте тележки типа
167
где
где
ния
Из этих уравнений имеем:
N = Р
н •* а
N
Рв
sin а, — ц cos а,
Ан
cos а., + u sin а2
Ан = Тогда
п р и
Ан
(1 4- цщ) cos (а, — а2) + (Uj — ц) sin (cq — сс2), силы трения составят:
Sin cty- pj COS Ct!
:	2кл»
Л. ~ Л ф Р -- Гкл М
F 1н — N in Hi — скл Нт
Ан
cos а2 -J- р sin «2
Ан
(рис. VI 1.31, б):
гм	sin <Zt -4- lb COS «1
Рв = P-A в = Скл и--------4"^---------- гкл;
движении вверх
А]
Р д/ _г „	cos ~ Рsin ,
' 1в НТ “ 1в Скл Рт	А	^Кл»
Ав
Ав = (1 4* ppi) cos taj — сх2) — (pij — ц) sin (аг — а.2). Коэффициенты относительного трения клинового гасителя вверх и вниз составляют:
Фтн
> Фтв •
Рц	Р в
где Р„ и — нагрузки на рессорный комплект соответственно нии вниз и вверх.
силы будут составлять:
нисходящего движения
Рн = сг + 2склгкл + 2FK;
восходящего движения
Эти
ДЛЯ
для
cz -j- 2cKJyZKJJ B.
(VI 1.97)
(VII.98)
для движе-
(VII.99)
при движе-
(VII. 100)
(VII. 101)
Средняя величина коэффициента относительного трения будет
— ‘В
РРв
Из изложенного следует, что необходимое значение <рт сР можно получить за счет изменения углов аг и а„, а также подбора ответствующими коэффициентами
(Гтср
(VII. 102)
трущихся пар с со-
трения р
и
Hi-
6)
fi')
\Ра
Рис. VH.30	Рис. VII.31
Рис. VII.30. Схема относительного перемещения клиньев, надрессорной балки и фрикционных планок боковых рам тележки
Рис. VI1.31. Расчетные схемы клина

169
Рис. VII.28. Узел буксового подвешивания тележки типа КВЗ-5 с фрикционными гасителем колебаний
Рис. VII.29. Схема клинового гасителя колебаний с переменной силой трения
На схеме (рис. VII.29) обозначены:
с?.] — угол наклона трущихся поверхностей надрессорной балки 5 и фрикционных клиньев /;
а2 — угол наклона трущихся поверхностей фрикционных планок 2, укрепленных на боковых рамах тележки, и клиньев /;
с — суммарная жесткость основных пружин комплекта; скл — жесткость пружины, поддерживающей клин 1.
Относительные перемещения клиньев 1 (рис. VII.30) надрессорной балки 3 и планок 2 боковых рам тележек определим из схемы, на которой: г и гкл — прогибы пружин соответственно основных и поддерживающих клинья;
6 и 6j — перемещения трущихся поверхностей клина соответственно относительно фрикционной планки и надрессорной балки.
Из треугольника АВС имеем:
г . I
1 + tg си tg а2
____________!____________ . .
(1 -f- tg tg a?) cos а.2 z tg О.;
11-ptg O.! tg 0.2} COS O]
(VI 1.96)
Условия равновесия клина при действии на него сил трения, реакций надрессорной балки, фрикционных планок боковых рам тележки и усилий пружин определяются из показанной на рис. VI 1.31 схемы, где приняты обозначения:
Ря=склгкд — реакции пружин, поддерживающих фрикционный клин;
A\i и N1B — нормальные давления между трущимися поверхностями клина соответственно с фрикционной планкой и надрессорной балкой при нисходящем движении системы;
А(в и А/1в — то же при восходящем движении системы;
Ан, А1п, FB и FiB—силы трения, соответствующие нормальным давлениям N„, А\ч, А7В и А\в;
р, и Ц1 — коэффициенты трения между поверхностями клина, соприкасающимися соответственно с фрикционной планкой и надрессорной балкой.
Эти условия выражаются следующими уравнениями:
при движении вниз (рис. VII.31, а):
Nn = (cos сх2 + р, sin а2) — Nln (sin — p cos aj = 0;
N„ ( sin a, — [i cos a2) + N1B (cos 04 + p sin tXj) = Pa.
168
Рабочей жидкостью для гидравлических гасителей колебаний вагонных тележек служат веретенное, приборное и трансформаторное масла, а также другие специальные жидкости. На отечественных дорогах гидравлические гасители заливают прибооным маслом (ГОСТ 1805—76).
Параметр рт гидравлического гасителя колебания с силой сопротивления, пропорциональной первой степени скорости перемещения поршня, определяется по индикаторной диаграмме (рис. VI1.33), записанной при испытании этого
Рис. VII.33. Индикаторная диаграмма работы сил сопротивления гидравлического гасителя колебаний
гасителя на специальном
стенде. Параметр сил сопротивления прибора определяется по формуле
Ат 2siHn
(VII.103)
где А — длина индикаторной диаграммы, м;
т — масштаб записывающего устройства, Н/м:
Н — ширина индикаторной диаграммы, м;
п — число двойных ходов поршня гасителя в секунду, 1/с.
В тележках пассажирских вагонов дорог Советского Союза установлены преимущественно гасители колебаний производства Калининского
вагоностроительного завода, разработанные совместно с ЛИИЖТ (типа КВЗ-ЛИИЖТ). Эксплуатируются также тележки, оборудованные гасителями поставки Германской Демократической Республики (типа BBW) и Венгерской Народной Республики (типа «РаЬа»), Все эти гасители принципиально мало отличаются один от другого.
Гаситель колебаний т и-п а КВЗ-ЛИИЖТ (рис. VI 1.34) имеет цилиндр 12, который одним концом установлен в углублении фланца 13 нижнего клапана 16 и прижат направляющей втулкой 8. Шток 22 с поршнем 19 ввернут в верхнюю головку 27 и закреплен винтом 3. Верхний клапан 21 ввернут в углубление поршня и штока и тоже закреплен пружинным кольцом 20.
Нижний клапан закреплен с пружинным кольцом 15 во фланце 13, который свободно вставлен в углубление нижней головки 14. Через фрезерованные канавки головки нижняя часть клапана 16 сообщается резервуаром 10. К головке 14 приварен корпус 11, который является основой для сборки всех частей гасителя и, кроме того, наружной стенкой резервуара 10. Для защиты корпуса и штока от механических повреждений и защиты рабочей поверхности штока от пыли и грязи к верхней головке 27 привернут кожух 9, который почти полностью закрывает корпус.
Большое влияние на работоспособность гасителя оказывают уплотнения
Рис. VII.34. Гидравлический гаситель колебаний конструкции КВЗ-ЛИИЖТ
171
Рис. VII.32. Принципиальная схема гидравлического гасителя колебаний
Гидравлические гасители колебаний, применяемые в тележках вагонов, обычно выполнены телескопическими поршневыми. Такие гасители удобны в эксплуатации, имеют незначительную массу и обладают рациональной характеристикой.
Принцип действия этих гасителей заключается в последовательном перемещении вязкой жидкости поршнем через узкие (дроссельные) каналы и всасывании ее обратно через клапан одностороннего действия. При прохождении жидкости через дроссельные каналы возникает вязкое трение, в результате чего механическая энергия колебательного движения вагона превращается в тепловую, которая затем рассеивается.
Такой гаситель колебаний (рис. VI 1.32) состоит из следующих основных частей: рабочего цилиндра 4 диаметром da, поршня 6 со штоком 1 диаметром dBJ, верхнего 7 и нижнего 8 клапанов, корпуса 3 и направляющей втулки 2. Между цилиндром и корпусом образуется резервуар 5. Гаситель заполнен вязкой жидкостью. При движении поршня вниз (ход сжатия) верхний клапан приподнимается и жидкость из-под поршневой полости цилиндра перетекает в надпоршневую. Однако вследствие движения штока давление в полости рабочего цилиндра повышается и часть жидкости с большим гидродинамическим сопротивлением перетекает через дроссельное отверстие нижнего клапана в резервуар. В это время давление жидкости в надпоршневой и подпоршневой полостях цилиндра одинаковое, так как полости соединены между собой через большие отверстия верхнего клапана и поршня.
При движении поршня вверх (ход растяжения) верхний клапан закрывается, давле
ние жидкости в надпоршневой полости цилиндра повышается и жидкость
с большим гидродинамическим сопротивлением перетекает через дроссельные каналы верхнего клапана в подпоршневую полость. Одновременно в этой полости наступает разрежение, так как объем перетекающей в нее из надпоршневой полости жидкости меньше объема подпоршневой полости. Вследствие этого нижний клапан поднимается и часть жидкости
засасывается в подпоршневую полость из резервуара, заполняя освобожденное штоком пространство. Резервуар гасителя колебаний служит не только емкостью для жидкости, вытесняемой штоком из цилиндра, но и сборником жидкости, просачивающейся через кольцевой зазор между направляющей втулкой и штоком.
При ходе сжатия гидродинамическое давление со стороны дросселируемой жидкости испытывает лишь часть площади поршня, равная площади поперечного сечения штока Fnj = -^-ndnJ, а при обратном ходе — часть площади, равная -^-п (d? — dh) (давление в резервуаре считаем атмосферным). Чтобы гаситель колебания развивал одинаковые усилия сопротивления Рг при ходах сжатия и растяжения, а также имел взаимозаменяемые верхний и нижний клапаны, соотношение диаметров штока и цилиндра определяют из равенства
Зш = du — d%i, или г!ш 0,7du.
170
пов КВЗ-ЛИИЖТ, BBW и «Raba»
16 для рабочей жидкости размещен ниже уровня сальникового узла 21. Это практически исключает возможность утечки жидкости через уплотнение на выходе штока. Дроссельный канал 6 снабжен гидравлическим затвором 11, который препятствует попаданию воздуха в рабочую камеру 5. Этот гаситель одностороннего действия, поэтому его работоспособность мало зависит от величины зазора между штоком 2 и направляющей втулкой сальникового узла 20. Все элементы дросселирующей и клапанной систем сосредоточены в одном патроне 9, который можно извлечь через отверстие, закрытое пробкой 7.
Сам патрон вставляется в корпус 10, имеющий с одной стороны шаровую поверхность, которой он опирается на внутреннюю сферическую часть головки гасителя, а с другой — углубление для установки цилиндра 1, закрытого кожухом 4.
Предохранительный шариковый клапан 12 ограничивает силу сопротивления гасителя по условиям прочности как деталей самого прибора, так и узлов крепления его на тележке. Регулирование этого клапана осуществляется при помощи ввернутой в патрон пробки 8, в которую вставлена пружина 12.
Во время холостого хода поршень 3 движется влево, создавая разрежение в рабочей камере 5 и канале 14 патрона. При этом давление воздуха в резервуаре 17 и сообщающемся с ним через отверстие 15 резервуаре 16 увеличивается, в результате чего поднимается клапан 13 и происходит заполнение жидкостью камеры 5 и полостей, окружающих патрон 9.
При рабочем ходе поршень 3 идет вправо, вытесняя жидкость из камеры 5, вследствие чего клапан 13 закрывается. В процессе дальнейшего перемещения поршня давление в камере 5 повышается, оставшийся в ней воздух уходит в полость 17 через дроссельное отверстие 6 в патроне и через канал пробки 8 гидравлического затвора.
Рис. VII.36. Горизонтальный гаситель колебаний конструкции КВЗ-ЛИИЖТ
173
поршня, штока, а также мест прилегания цилиндра к направляющей втулке 8 и фланцу 13. Для уплотнения поршня поставлено чугунное кольцо 18. Основным уплотняющим устройством штока на выходе из цилиндра является направляющая втулка 8, а вспомогательным—каркасные сальники 25. Причем нижний сальник предназначен для снятия жидкости с поверхности штока при выходе его из цилиндра, а верхний — для снятия пыли и грязи при входе штока в цилиндр. Каркасные сальники смонтированы в обойме 26. Уплотнение торцов цилиндра 12 осуществлено алюминиевыми кольцами 17 и 23. Внутренние части гасителя (направляющая втулка, цилиндр и фланец нижнего клапана) закреплены при помощи натяжного кольца 24, которое ввернуто в верхнюю часть корпуса.
Натяжное кольцо 24 через металлическую шайбу 6 и уплотнительное резиновое кольцо 7 упирается в обойму 26 и через нее нажимает на направляющую втулку, цилиндр, фланец и нижнюю головку. Кольцо 24 застопорено планкой 4, один конец которой прикреплен к нему шурупом 5, а другой входит в прорезь корпуса 11.
Для крепления гасителя к надрессорной балке и раме тележки в верхней и нижней головках имеются цилиндрические отверстия с резиновыми 1 и металлическими 2 втулками.
Верхний 21 и нижний 16 клапаны взаимозаменяемы и снабжены предохранительными шариковыми устройствами для ограничения сопротивления гасителя при чрезмерных скоростях перемещения поршня или повышении вязкости жидкости из-за низкой температуры окружающей среды. При повышении давления жидкости в цилиндре сверх допустимого шариковое устройство срабатывает и перепускает часть жидкости, минуя дроссельные каналы, которые выполнены в виде прямоугольной прорези на седле клапана.
Гасители колебаний конструкции КВЗ-ЛИИЖТ установлены в тележках типов КВЗ-ЦНИИ и КВЗ-5.
Гидравлические гасители колебаний могут быть установлены в тележках вертикально, наклонно и горизонтально. В горизонтальном положении рассмотренные гасители вследствие утечки рабочей жидкости работают ненадежно. Поэтому разработаны новые конструкции специальных горизонтальных гасителей колебаний с высокой надежностью в работе.
Гаситель колебаний типа BBW отличается Г от гасителя КВЗ-ЛИИЖТ в основном системой клапанов и уплотнением штока на выходе из цилиндра. В этом гасителе клапан состоит из двух частей: собственно перепускного тарельчатого клапана и набора круглых тонких стальных шайб, прижатых к его седлу болтом. В нижних шайбах имеются вырезы. Когда клапан должен создавать гидродинамическое сопротивление, перетекание жидкости происходит по зазорам между отверстиями шайб н болтом (рис. VII.35, а). Жидкость, достигнув выреза на второй (снизу) шайбе, прогибает ее и тем самым открывает себе проход через клапан. При возрастании сопротивления перетеканию жидкости выше допустимого прогибается весь набор шайб, они отходят от седла клапана, открывая для жидкости большие проходы (рис. VII.35, б), и тем самым ограничивают сопротивление гасителя. При обратном ходе жидкость свободно проходит через перепускной тарельчатый клапан (рис. VII.35. в).
Для большей надежности уплотнения места выхода штсиа из цилиндра в направляющей втулке этого гасителя установлены металлические кольца.
Гаситель колебаний типа «Raba» отличается от гасителя КВЗ-ЛИИЖТ устройством клапанов и втулок головок. Клапаны представляют собой набор тонких стальных шайб (подобно шайбам гасителя типа BBW), которые опираются на седло клапана. В верхней шайбе имеются вырезы. На шайбы уложен диск с большими отверстиями. Диаметр утолщенной части диска больше диаметпа отверстий в наборе шайб. При дросселировании (см. рис. VII.35. о) жидкость через отверстия в диске попадает в прорези верхней шайбы, а через них — в отверстия всех шайб. При больших сопротивлениях протеканию жидкости через клапан весь набор шайб прогибается (см. рис. VII.35, б), открывая полностью все отверстия диска и ограничивая до некоторых пределов сопротивление, развиваемое гасителем колебаний. При обратном ходе диск поднимается (см. рис. VII.35, в), и жидкость свободно перетекает через большие отверстия клапана.
Лабораторией «Динамика вагонов» ЛИИЖТ совместно с Калининским вагоностроительным заводом разработана новая конструкция телескопического гасителя одностороннего действия, работающего в горизонтальном положении (рис. VII.36). Принципиальное отличие такого гасителя состоит в том, что резервуар
172
Задаваясь величинами h и Ь сечения канала, определяют по формулам (VII. 107) и (VII. 108) необходимую длину I канала или, задаваясь длиной I и скоростью прохода жидкости по дроссельному каналу, определяют плошадь М> его сечения.
Длина дроссельного канала гасителя колебаний типа КВЗ-ЛИИЖТ обычно невелика, поэтому при приближенных расчетах первым членом правой части формулы (VII. 107) можно пренебречь. Тогда, подставляя в эту формулу значение из формулы (VII. 108) и выполнив преобразования, получим простое выражение для расчета сечения дроссельного канала
/гЬ = н|//Г °'75р^	.	(VII. 109)
Чтобы изменение силы сопротивления гасителя колебаний соответствовало закону Fp = fjz, движение жидкости в дроссельном канале должно быть ламинарным. Поэтому при подборе или расчете скорости сд следует определить число Рейнольдса, которое должно быть меньше критического числа 2320, т. е.
on d
Re = -S— < 2320, у
где d = 2h (при h < fe);
’1
v = — — кинематическая вязкость жидкости, р
Согласно схеме (рис. VII.37) жесткость с и величину предварительного сжатия пружины, поддерживающей шарик предохранительного клапана, определяют из уравнения
fOc=~—p1,	(VII. 110)
4
где dn — диаметр отверстия предохранительного клапана;
Р] — наибольшее кратковременное давление жидкости в цилиндре.
Для гасителя типа КВЗ-ЛИИЖТ это давление принято из условия плавности хода вагона и наибольшего допускаемого усилия на штоке поршня Рнп = 10 кН. Тогда
Рх = -~-	(VII.111)
Тш
При перемещении поршня вправо этим же путем перетекает жидкость, создавая необходимое гидродинамическое сопротивление. В конце рабочего хода в гидравлическом затворе остается жидкость, которая препятствует проникновению воздуха через дроссельное стверстие 6 при обратном (холостом) ходе поршня. Небольшая часть жидкости, которая .может проникнуть в полость 18 через неплотности поршневых колец, стекает в резервуар 16 через отверстия 19 и 15.
Расчет гидравлического гасителя колебаний типа КВЗ-ЛИИЖТ предусматривает определение диаметров штока поршня Лш и цилиндра с/ц, размеров дроссельных каналов клапанов (длины I, ширины Ь. высоты ft), жесткости с и величины предварительного сжатия /0 пружины, поддерживающей шарик предохранительного клапана. Для расчета этих величин необходимо знать наибольшую силу сопротивления, которую должен развивать гаситель колебаний. Принимая силу сопротивления гасителя пропорциональной первой степени скорости перемещения, получаем наибольшее усилие
^;!ЯХ = Р1Дгах-	(VII. 104)
Значения 0, и zmax определяют из условия устойчивого процесса колебаний ва' гона при резонансе и с учетом места и способа установки этого гасителя в системе рессорного подвешивания [12]. Расчетные параметры сопротивления гасителей того или иного вагона можно определить с достаточной точностью по следующим приближенным формулам:
0 16	)
Рв =	' рв св* Рн = Рв Ч- Рн
/гв
/—	no-7	(VII. 105)
г» гъ	•» ' сг	п 0,27 г-~-----------—
₽г=₽в	1/ I Рб=	Ст >
Hr у са	fig
где Рв, Рг>РниРб— параметры сопротивления соответственно вертикального, горизонтального, наклонного гасителей центрального подвешивания и буксового гасителя, Н • с/м;
Рв — вес кузова брутто, Н;
Рт — вес обрессоренных частей тележки, Н;
св и сг — жесткости центрального рессорного подвешивания вагона соответственно в вертикальном и горизонтальном направлениях, Н/м; ст — жесткость буксового подвешивания тележки в вертикальном направлении, Н/м;
ив, пг и ns — число гасителей вертикальных и горизонтальных в центральном подвешивании вагона и буксовых гасителей в гележке.
Площадь поперечного сечения штока поршня гидравлического гасителя колебаний
г	fPmax
f ш =	~	.
4 Р
где р — рабочее давление жидкости в цилиндре.
Из условий надежности сальникового уплотнения принимают р 2,54-3,0 МПа. Тогда
Рис. VII.37. Схема для расчета пружины предохранительного клапана
174
4п = 2]/—— ;	(VII. 106)
V яр
диаметр цилиндра = 1,43 dm.
Размеры дроссельных каналов определяют, используя формулу
12т](
Р = vn+0,75рр2	(VII. 107)
/г2	л
где т) — динамическая вязкость жидкости;
р — плотность жидкости;
Рд — скорость движения жидкости через дроссельный канал при ходе поршня с наибольшей скоростью ^тах
F
XZmax г нв
(VII. 108)
V. — коэффициент, учитывающий проход жидкости через неплотности, помимо дроссельных каналов (к ~ 0,9).
Р колесным парам. Такие тележки преимущественно применяются в пассажирских вагонах;
тележки тройного и четырехкратного подвешивания (применяются для некоторых пассажирских вагонов).
Плавность хода вагона зависит не от количества последовательно расположенных рессорных систем, а от их суммарного статического прогиба, его распределения между центральным и буксовым подвешиванием и от других факторов.
Передача нагрузки от кузова вагона на раму тележки может осуществляться через:
среднюю поперечную балку рамы тележки, жестко связанную с ее боковыми рамами (рис. VIII.2, а). Этот способ применяется в тележках с буксовым рессорным подвешиванием;
балку, свободно опирающуюся концами на рессоры, расположенные на раме тележки (рис. VIII.2, б). Такой способ применяется в тележках с центральным рессорным подвешиванием главным образом грузовых вагонов;
балку, опирающуюся на продольно расположенные листовые рессоры, шарнирно подвешенные к раме тележки (рис. VIII.2, в). Этот способ подвешивания не получил большого распространения, так как листовые рессоры не могут упруго воспринимать горизонтальные нагрузки;
балку, опирающуюся на рессоры, установленные в так называемой люльке (рис. VIII.2, г). Такое подвешивание позволяет применять все известные упругие элементы и широко используются в. тележках пассажирских вагонов.
Нагрузка от кузова на надрессорную балку может передаваться центрально (от пятника кузова на подпятник тележки) или через боковые опоры (скользуны).
При передаче нагрузки через подпятник обеспечивается свободный поворот тележек под кузовом вагона, что значительно облегчает прохождение кривых участков пути. При передаче нагрузки через боковые опоры силы трения, возникающие между скользунами рамы кузова и надрессорной балки тележки, способствуют гашению извилистого движения тележек, которое является основной причиной боковых колебаний вагона. Наряду с положительным влиянием на плавность хода опора кузова на скользуны позволяет облегчить шкворневые балки рамы кузова и надрессорные балки тележек.
Рис. VIII.1. Схемы рессорного подвешивания тележек
Рис. VIII.2. Способы передачи нагрузки от кузова вагона на раму тележки
177
Глава VIII
ТЕЛЕЖКИ
VIII.1. Назначение и классификация тележек1
Применение тележек в качестве ходовых частей обусловлено необходимостью создания вагонов увеличенной грузоподъемности и с большой базой. В большегрузных вагонах по условиям допускаемых нагрузок от колесной пары на рельсы число колесных пар не может быть ограничено двумя или тремя, а вписывание данного вагона в кривые участки железнодорожного пути без тележек затруднено. Тележки же позволяют вагонам иметь необходимое число колесных пар и благодаря наличию короткой базы проходят кривые участки пути малого радиуса с небольшим сопротивлением движению.
При проходе по пути с неровностями кузов тележечного вагона имеет меньшее вертикальное перемещение, чем нетележечного.
Благодаря возможности размещения в тележках нескольких последовательно расположенных ступеней (ярусов) рессор в сочетании с различного рода гасителями колебаний и устройствами, обеспечивающими устойчивость положения кузова, создаются условия для достижения хорошей плавности хода вагона.
Конструкция соединения тележек с кузовом позволяет без затруднения выкатить их при необходимости. Это облегчает осмотр и ремонт ходовых частей вагона.
Тележка пассажирского вагона обычно состоит из следующих основных частей: колесных пар, букс, рамы, объединяющей колесной пары, рессорного подвешивания (буксового, расположенного между рамой тележки и буксами, и центрального, размещенного между надрессорной балкой и рамой тележки), возвращающих (люлечных) устройств, надрессорной балки с опорами кузова (подпятником и скользунами), тормозной передачи. Тележки грузовых вагонов обычно отличаются от тележек пассажирских вагонов отсутствием люлечного устройства и буксового подвешивания.
Вагонные тележки различаются по числу осей, устройству рессорного подвешивания, способу передачи нагрузки от кузова вагона на раму тележки и от рамы к колесным парам.
По числу колесных пар тележки подразделяются на одноосные, двухосные, трехосные, четырехосные и многоосные. На железных дорогах СССР наиболее распространены двухосные тележки. Однако имеются грузовые вагоны с трех- и четырехосными тележками. Трехосные тележки применяются также в пассажирских служебных вагонах. Транспортеры большой грузоподъемности имеют многоосные тележки.
По устройству рессорного подвешивания различают:
тележки с одинарным рессорным подвешиванием — центральным (рис. VIII.1, а) или буксовым (рис. VIII.1, б), т. е. с одной системой рессор, передающей нагрузку Р колесным парам. Эти тележки применяются почти исключительно в грузовых вагонах;
тележки с двойным рессорным подвешиванием (рис. VIII.1, в) — центральным и буксовым, через которые последовательно передается нагрузка
1 пп. VIII. 1—VIII.6 написаны совместно с канд. техн, наук В. М. Гарбузовым.
176
В тележках грузовых вагонов нагрузка обычно передается через центральную опору — подпятник, а в современных тележках пассажирских вагонов дорог СССР и некоторых других стран — через скользуны.
По способу соединения рамы с колесными парами тележки имеют следующие отличительные особенности:
рама тележки непосредственно соединена с буксами (рис. VIII .3, а). Такую конструкцию имеют большая часть тележек грузовых вагонов и некоторые тележки пассажирских вагонов;
между рамой тележки и буксами расположены упругие элементы (рис. VIII.3, б). В таком случае необходимы направляющие (челюсти) для ограничения перемещений букс относительно рамы;
упругие элементы размещены между рамой тележки и балансирами, которые опираются непосредственно на буксы. Балансиры могут быть длинными, опирающимися концами на две буксы, или короткими, располагающимися над каждой буксой (рис. VI 11,3, в). Балансиры являются необрес-соренными частями вагона. Поэтому предпочтительны короткие балансиры, при которых, кроме того, меньше изнашиваются корпуса букс и направляющие (челюсти);
рама тележки опирается на буксы через упругие элементы при отсутствии направляющих — бесчелюстная конструкция (рис. VIII.3, г). Функции направляющих в этом случае выполняют сами упругие элементы, обладающие достаточной жесткостью в горизонтальной плоскости. Такое подвешивание отличается отсутствием трущихся частей, но оно требует постановки специальных гасителей колебаний и устройства, ограничивающего большие перемещения буксы в горизонтальной плоскости. Бесчелюстное подвешивание имеют почти все тележки пассажирских вагонов железных дорог СССР;
рама тележки соединена с буксами посредством упругих шарниров и поводковых направляющих, ограничивающих перемещение букс в горизонтальной плоскости (рис. VIII.3, д). Если трение в шарнирах поводков большое, можно обходиться без гасителей колебаний;
рама тележки шарнирно соединена с буксой при помощи отлитого заодно с корпусом буксы горизонтального рычага; упругий элемент расположен между буксой и рамой (рис. VIII.3, е). Такая конструкция смягчает горизонтальные толчки, уменьшает износ гребней колес и улучшает плавность хода вагона. Резинометаллический шарнир может выполнять функции гасителя колебаний. Недостатком этой конструкции является возможное проскальзывание колес по рельсам при коротких рычагах букс вследствие изменения расстояния между колесными парами при колебаниях рамы тележки.
(78
Рамы тележек изготовляют литыми или сварными из штампованных или прокатных профилей. В тележках, особенно пассажирских вагонов, целесообразны рамы с балками коробчатого закрытого сечения, которые имеют малую массу и хорошо сопротивляются изгибу и кручению. Литые рамы требуют в эксплуатации незначительного ремонта, но обладают большой массой. Они преимущественно применяются в тележках грузовых вагонов.
VII	1.2. Возвращающие и стабилизирующие устройства в тележках
Вагонные тележки должны амортизировать толчки, возникающие при набегании гребней колес на рельсы, извилистом движении тележки, входе ее в кривые, прохождении стрелок и т. п. Для этого тележки снабжаются различными устройствами, смягчающими боковые толчки. Такие устройства называют возвращающими, поскольку при отклонениях кузова от среднего положения они создают возвращающую силу, упруго препятствующую этим отклонениям.
Функции возвращающего устройства в определенной степени могут выполнять сами рессоры. Особенно целесообразны цилиндрические пружины, у которых возвращающая сила пропорциональна горизонтальной деформации.
К специальным системам, в которых возвращающая сила создается за счет использования веса кузова, относятся роликовые возвращающие устройства (преимущественно для грузовых вагонов), а также люлечное подвешивание. В первом случае надрессорная балка тележки опирается на ролики, которые могут перекатываться в гнездах с вогнутой цилиндрической поверхностью [10, с. 204—205].
Наибольшее распространение в тележках пассажирских вагонов получило возвращающее устройство люлечного типа (рис. VIII.4;. При возникновении горизонтальной силы расположенная на рессорах 3 надрессорная балка 4 перемещается относительно рамы тележки в поперечном направлении. При этом происходит изменение наклона люлечных подвесок 2 и дополнительное сжатие рессор, в результате чего и появляется горизонтальное возвращающее усилие (см. п. VIII. 12).
Люльки выполняют с вертикальными или наклонными подвесками. В первом случае при отклонении люльки подрессорная балка 1 поднимается параллельно первоначальному положению. Во втором случае обеспечивается большая величина возвращающей силы, чем в первом. Однако наклонные подвески в отличие от вертикальных вызывают наклон подрессорной балки, а иногда перекос и кручение кузова вагона.
Люлечные подвески выполняют с постоянной или изменяемой длиной. Они могут иметь одинарные и двойные (двухзвенные) шарниры с взаимно перпендикулярными осями и различаться по способу крепления к раме тележки. В тележках последних лет выпуска применяются шарнирно сочлененные двухзвенные люлечные подвески. При больших отклонениях надрессорной балки создается дополнительное возвращающее усилие за счет перемещения нижнего звена подвески, когда верхнее звено отклонилось до упора.
Рис. VI1I.4. Люлечное подвешивание
179
Рис. VIII.5. Рычажный стабилизатор
Рис. VIII.6. Торсионный стабилизатор
С увеличением гибкости рессорного подвешивания улучшается плавность хода в вертикальном направлении, но при этом возрастает боковая качка вагона. В таком случае поперечная устойчивость кузова может быть увеличена применением особых устройств — стабилизаторов, которые оказывают упругое сопротивление только крену кузова. Стабилизаторы позволяют значительно увеличить статический прогиб рессорного подвешивания пассажирских вагонов.
Рычажный стабилизатор (рис4 VIII.5) состоит из двух равноплечих рычагов 3 и 6, прикрепленных шарнирами 5 к надрессорной балке 7. Рычаги концами 2 опираются на люлечные подвески 1, противоположные концы рычагов соединены между собой серьгой 4. Такое устройство не влияет на вертикальные перемещения, но противодействует наклону надрессорной балки, препятствуя боковой качке.
Торсионный стабилизатор (рис. VIII.6) состоит из двух торсионов 2, расположенных параллельно надрессорной балке 5. Торсионы свободно вращаются в подшипниках /, прикрепленных к раме тележки. Надрессорная балка шарнирно соединена подвесками 4 с концами 3 торсионных стержней. При боковой качке стабилизатор создает дополнительные возвращающие моменты от скручивания торсионов.
VIII	.3. Расположение гасителей колебаний в тележках
Ходовые качества вагона в большой степени зависят от выбора типа, количества и расположения гасителей колебаний.
В вагонах с двойным рессорным подвешиванием применяется следующая схема расположения гасителей колебаний.
В центральном подвешивании установлено по два вертикальных Rz(pnc. VIII.7, а) и горизонтальных Rv (рис. VIII. 7,6) гасителя, связывающих кузов вагона с рамой тележки. Первые предназначены для гашения колебаний галопирования кузова (<рк), подпрыгивания кузова (гк) и тележки (гт), боковой качки первого рода кузова (JKl) и рамы тележки (6Т), вторые — для демпфирования виляния (фк) и боковой качки второго рода кузова (6ки), а также бокового относа рамы тележки (t/T). Такие гасители должны хорошо приспосабливаться к различным режимам колебаний, обеспечивая достаточную плавность хода вагона пои всех частотах. Эту задачу лучше всего выполняют гидравлические гасители. Для сокращения их количества с каждой стороны тележки можно установить один наклонный гаситель R (рис. VIII.7,в), заменяющий гасители Rz и Ry. Однако в случае движения вагона с повышенными скоростями (более 30 м/с) возникающая боковая качка второго рода одиночными наклонными гасителями практически не гасится.
Для гашения колебаний галопирования рамы тележки (<рт) необходимы гасители колебаний Fz в буксовом подвешивании (рис. VIII.7, а).
Выбор типа, расположения и мощности этих гасителей является сложной задачей ввиду того, что буксовое подвешивание находится в тяжелых условиях непосредственного воздействия неровностей пути.
Гасители колебаний буксового подвешивания могут быть гидравлическими или фрикционными.
Для гашения колебаний виляния рамы тележки с углом фт (рис. VIII.7, д) в центральном подвешивании необходимы гасители колебаний Fy, создающие момент трения между кузовом вагона и рамой тележки в горизонтальном направлении. Обычно вместо таких гасителей используется трение между пятником и подпятником или между скользунами кузова и тележки.
В некоторых случаях количество гасителей колебаний в рессорном подвешивании вагона может быть уменьшено за счет использования трения в упругих элементах тележки, направляющих букс, шарнирах люлечных подвесок поводковых устройств и т. д.
Внутреннее трение резиновых рессор весьма стабильно и по своим качествам приближается к вязкому. В пневматических рессорах силы трения, возникающие 180
вследствие дросселирования воздуха в трубопроводе, соединяющем пневморессору с дополнительным резервуаром, обычно малы для гашения колебаний, особенно в горизонтальном направлении, поэтому требуется установка гасителей.
Иногда на гасители колебаний возлагают выполнение дополнительных, не связанных с демпфированием функций. Например, в буксовом подвешивании тележки типа КВЗ-ЦНИИ применены фрикционные гасители колебаний, которые одновременно ограничивают относительное перемещение рамы тележки и колесных пар в горизонтальной плоскости. Установленный в тележке типа ЦНИИ-ХЗ-О грузового вагона клиновой гаситель колебаний в то же время служит связью над рессорной балки с боковыми рамами.
Как показывают исследования ЛИИЖТ, динамические качества могут быть значительно улучшены, если последовательно с гасителями колебаний разместить упругие элементы в виде резиновых прокладок, шайб или втулок оптимальной жесткости.
&К1
U 4/ / /
Рис. VIII.7. Схемы расположения гасителей колебаний в тележках
181
VIH.4. Тележки грузовых вагонов
В настоящее время грузовые вагоны железных дорог СССР строят с тележками типа ЦНИИ-ХЗ-0 (рис. VIII.8), которые имеют клиновые гасители колебаний.
Боковая рама 2 тележки выполнена в виде стальной отливки, в средней части которой расположен проем для рессорного комплекта, а по концам — проемы для букс.
В верхней части буксовых проемов имеются кольцевые приливы, которыми боковые рамы опираются на буксы, а по бокам — буксовые челюсти.
Сечения наклонных элементов (поясов) и вертикальных стержней (колонок) боковой рамы имеют корытообразную форму с некоторым загибом внутрь концов полок. Горизонтальный участок нижнего пояса имеет замкнутое коробчатое сечение. Балки с таким профилем хорошо сопротивляются изгибу и кручению.
По бокам среднего проема в верхней части рамы расположены направляющие для ограничения поперечного перемещения фрикционных клиньев, а внизу имеется опорная поверхность для установки рессорного комплекта. С внутренней стороны к этой поверхности примыкают полки, являющиеся опорами для наконечников триангелей в случае обрыва подвесок, которыми триангели подвешены к кронштейнам боковой рамы. В местах расположения клиньев к колонкам рамы приклепаны фрикционные планки. На наклонном поясе отливают пять цилиндрических выступов (шишек), часть которых срубается в соответствии с фактическим расстоянием между наружными челюстями буксовых проемов. Подбор боковых рам при сборке тележек производят по числу оставленных шишек, что гарантирует соблюдение необходимых допусков для обеспечения параллельности осей колесных пар.
Надрессорная балка тележки отлита заодно с подпятником, опорами для размещения скользунов, гнездами для фрикционных клиньев и приливом для крепления кронштейна мертвой точки рычажной передачи тормоза. Балка выполнена по форме бруса равного сопротивления изгибу в соответствии с эпюрой изгибающих моментов (см. п. VIИ. 10) и имеет коробчатое замкнутое сечение.
Рис. VIII.8. Тележка типа ЦНИИ-ХЗ-О:
1 — колесная пара; 2 — боковая рама; 3 — клиновой гаситель колебаний; 4 — букса; 5 — шкворень; —надрессорная балка; 7— рессорный комплект; 8 — рычажная передача тормоза; 9— вертикальный скользун
182
Боковые рамы и надрессорные балки тележек ЦНИИ-ХЗ-О отлиты из низколегированной стали, имеющей предел прочности не менее 500 МПа, предел текучести не менее 300 МПа, относительное удлинение не менее 18%, поперечное сужение не менее25%, ударную вязкость при + 20° С не менее 0,5 МДж/м2, при — 60° С не менее 0,25 МДж/м2. Уральский вагоностроительный завод, например, отливает эти части из стали марки 20ГФЛ, химический состав и механические свойства которой указаны в пп. IV.2 и Х.2.
Рессорный комплект тележки ЦНИИ-ХЗ-0 состоит из пяти, шести
Рис. VIII.9. Тележка типа МТ-50
или семи двухрядных пружин, расположенных под каждым концом надрессорной балки. Количество пружин зависит от грузоподъемности вагона. Крайние боковые пружины комплекта поддерживают клинья гасителей колебаний, отлитые из стали и подвергнутые нормализации. На нижней опорной поверхности клина имеется кольцевой выступ, который входит внутрь поддерживающей пружины.
Клинья располагаются в гнездах надрессорной балки, упираясь в ее наклонные плоскости и прижимаясь вертикальной стороной к стальным фрикционным планкам, укрепленным на боковых.рамах тележки. При прогибах пружин создается необходимое трение в гасителях колебаний. Боковые перемещения надрессорной балки амортизируются поперечной упругостью пружин. Клиновые гасители колебаний служат одновременно упругой связью надрессорной балки с боковыми рамами тележки.
Рессорное подвешивание тележки ЦНИИ-ХЗ-О имеет гибкость 0,13— 0,232 м/МН, статический прогиб 46—50 мм, коэффициент относительного трения <рт = 0,08 -? 0,10.
По простоте конструкции и эксплуатационным качествам тележка т -па ЦНИИ-ХЗ-О превосходит все известные тележки грузовых вагонов, в связи с чем ей присвоен государственный Знак качества.
На железных дорогах СССР имеются также тележки типа МТ-50 с комбинированным рессорным комплектом (рис. VIII.9), которые по ходовым качествам значительно уступают тележкам типа ЦНИИ-ХЗ-О.
Боковая рама 1 и надрессорная балка 2 тележки МТ-50 аналогичны соответствующим частям тележки ЦНИИ-ХЗ-О. Боковые рамы тележки МТ-50 нежестко связаны между собой осями колесных пар и надрессорной балкой. Чтобы при перекосах боковых рам не происходило защемления надрессорной балки, места сопряжения ее с направляющими этих рам имеют цилиндрическую форму.
Комбинированный рессорный комплект 3 состоит из четырех двухрядных пружин и эллиптической листовой рессоры. Гибкость рессорного подвешивания тележки равна 0,049 м/МН, статический прогиб 18 мм, коэффициент относительного трения <рт = 0,03 -4- 0,04.
Для шестиосных вагонов железных дорог СССР предназначена трехосная тележка типа УВЗ-9м конструкции Уральского вагоностроительного завода (рис. VIII. 10). Боковые рамы 2, шарнирно соединенные посредством балансиров 4, опираются на буксы 1 крайних колесных пар непосредственно, а на буксы средней колесной пары —- через балансиры. Уве
183
личенная база тележки, равная 3,5 м, принята для снижения напряжений в основной площадке земляного полотна.
Вертикальная нагрузка от кузова воспринимается шкворневой балкой 5 Н-образной формы, опирающейся своими концами на надрессорные балки 6. От надрессорных балок нагрузка через рессорные комплекты передается боковым рамам. Чтобы обеспечить равномерную передачу вертикальной нагрузки на все колесные пары, расстояние между серединами рессорного и буксового проемов принято равным V, длины пролета боковой рамы. В каждом рессорном комплекте 3 имеются четыре двухрядные пружины и один фрикционный гаситель колебаний (см. рис. VI 1.26). Статический прогиб рессорного подвешивания тележки составляет 52 мм, коэффициент относительного трения <рт = 0,08 -4- 0,12.
Четырехосная т е л е ж к а (рис. VIII. 11) составлена из двух двухосных тележек 1 типа ЦНИИ-ХЗ-О,связанных соединительной балкой 2. Эта балка снизу по концам имеет пятники и скользуны, которыми она опирается на подпятники и скользуны надрессорных балок двухосных тележек. Сверху в средней части соединительной балки расположены подпятник диаметром 450 мм, на который опирается пятник рамы кузова, и скользуны, поддерживающие кузов при действии боковых сил.
Центральный подпятник четырехосной тележки имеет длинный шкворень, а крайние пятники центрируются короткими шкворнями с буртом в
Рис. VIII.10. Трехосная тележка типа УВЗ-9м:
1— букса; 2 — боковая рама; 3— рессорный комплект; 4 — балансир; 5 — шкворневая балка; 6 —. надрессорная балка; 7 — рычажная передача тормоза
184
средней части,который препятствует выходу конца шкворня за пределы верхней плоскости соединительной балки.
Сложность формы соединительной балки тележки обусловлена необходимостью воспринятая больших вертикальных нагрузок и стесненными габаритами размещения. Нижнее очертание балки сделано таким, чтобы обеспечивались над осями внутренних колесных пар тележки зазоры 120 мм, которые требуются на случай полного сжатия пружин рессорных комплектов, допустимой разности диаметров колес и неблагоприятного совпадения допусков на изготовление. Верхнее очертание балки обусловлено стремле-• (ием уменьшить эксцентриситет между продольными осями хребтовой бал-и и автосцепки, а также обеспечить зазоры, необходимые для безопасного рохода вагоном сортировочной горки.
Конфигурация соединительной балки в плане выбрана по условиям > еспечения свободного поворота двухосных тележек при проходе кривых, можного забегания боковых рам и вписывания четырехосной тележки в .му кузова.
Соединительные балки бывают литой и штампосварной конструкции, ячем последней отдается предпочтение. Литая балка представляет отлив-у коробчатого сечения из мартеновской стали такого же качества, как для боковых рам и надрессорных балок. Штампосварная балка, включая пятни-> <и и подпятник (см. рис. VIII.30), изготовляется из прокатной стали марки 09Г2Ф-15 по ГОСТ 19282—73.
База тележки, равная расстоянию между центрами подпятников двухосных тележек, составляет 3,2 м и является оптимальной по условиям воз-- де йствия восьмиосных вагонов на железнодорожный путь при минимальной ссе соединительной балки.
Разработаны конструкции восьмиосных вагонов без сложных для из-°'л1говления соединительных балок тележек. Изготовлены опытные образцы зшких вагонов, испытания которых выявили положительные результаты.
• На железных дорогах Советского Союза эксплуатировались двухосные ’‘’лежки типов УВЗ и М-44 с литыми боковыми рамами и надрессорными и- чками, имевшие комбинированные рессорные комплекты [36, с. 86—921.
Из тележек грузовых вагонов железных дорог СССР лучшими динамиче->- 'ми качествами обладают четырехосные. Вагоны с такими тележками так . как и с тележками типов ЦНИИ-ХЗ-0 и УВЗ-9м, по условиям устойчи-сти движения имеют конструкционную скорость, равную 33 м/с (120 км/ч).
За последние годы Уралвагонзаводом совместно с ВНИИЖТ, ЛИИЖТ, ДИИТ и нугими организациями ведутся работы по созданию двухосных тележек грузовых агонов для движения со скоростью до 39 м/с (140 км/ч).
Разработаны три новых типа тележек: с билинейным центральным рессорным подвешиванием (типа УВЗ-ЛИИЖТ), с повышенным статическим прогибом подвешивания (типа 50Х-508) и с буксовым подвешиванием (типа УВЗ-6КМ).
185
Первые две тележки являются модификацией тележки типа ЦНИИ-ХЗ-О. . дежки УБЗ-ЛИИЖТ наружные пружины рессорного комплекта выше внутреЛ’ благодаря чему жесткость подвешивания у порожнего вагона в 3 раза меньше,'"' v груженого. Фрикционные клиновые гасители колебаний опираются только н; ружные пружины, что обеспечивает меньший коэффициент относительного тр<р у груженого вагона.
' Тележка 5СХ-508 имеет рессорные комплекты из тройных пружин со статг; ким прогибом около 70 мм, т. е. почти в 1,5 раза больше, чем у тележки ЦНИИ-Xi!
Обе указанные тележки снабжены буксами с корпусами цилиндрической форд на которые боковые рамы опираются через упругие прокладки.
Тележка УВЗ-6КМ принципиально отличается от предыдущих тем, что им<!' буксовое рессорное подвешивание. Боковые рамы опираются на бесчелюстные бук/', через двухпружинные билинейные (силовая характеристика определяется двумя пр,, мыми линиями) комплекты, установленные на кронштейнах. На каждой буксе имеется по одному фрикционному гасителю колебаний, поджатому только наружной npv-жиной. Боковые рамы связаны с поперечной балкой упруго через расположеннд под углом 45° резинометаллические элементы толщиной 25 мм. Гибкость рессорн^ подвешивания тележки у порожнего вагона составляет 0,28 м/МН, у груженого3 0,12 м/МН, а статический прогиб — соответственно 20 и 45 мм.	,
Все новые тележки имеют упругие фрикционные скользуны (рис. VIII. 113 Фрикционная планка 3, на которую опирается скользун кузова вагона, жестко св к зана с клином 4, расположенным в гнезде надрессорной балки 5. Пружина 1 прих^ц мает клии с фрикционной планкой к скользуну кузова, а предохранительный валр 2 ограничивает перемещение клина по наклонной плоскости.
Применение таких скользунов обеспечивает гашение колебаний виляния тележ ки и боковой перевалки кузова вагона относительно ее надрессорной балки. В первод случае демпфирование осуществляется трением между скользупами надрессорн 4 балки и кузова, во втором, — кроме того, трением между наклонными плоскостям! клина и надрессорной балки.
Проведенные в 1975 г. сравнительные ходовые испытания полувагонов на участке Белореченская —Майкоп Северо-Кавказской дороги показали, что вертикальные и горизонтальные динамические силы у груженого и порожнего вагонов с опытны ми тележками, особенно типа 50Х-508, существенно меньше, чем с тележкам» ЦНИИ-ХЗ-О.
Было установлено, что применение упругих скользунов значительно улучша? динамические качества вагона. Так, при скорости движения 39 м/с ускорения в теле», ке 50Х-508 снизились примерно в 2 раза по сравнению с ускорениями в тележка без таких скользунов.
Среди двухосных тележек грузовых вагонов европейских железных дорог сла-дует отметить французскую тележку типа Y25C (рис. VIII. 13), которая имеет буксовое подвешивание и жесткую Н-образную раму. Опирающиеся на кронштейны букс рессорные комплекты состоят каждый из двух цилиндрических пружин разной высоты, что создает билинейную характеристику жесткости подвешивания. На каждой буксе установлен фрикционный гаситель колебаний переменного трения, который демпфирует вертикальные и боковые колебания. При этом создается возвращающий момент, ограничивающий виляние колесных пар. Зазор между челюстью и буксой в боковом направлении составляет 10 мм на сторону. Тележка снабжена упругим! скользунами. Масса тележки составляет 4200—5000 кг [102].
Эксплуатация этой тележки со скоростью до 33 м/с показала положительные результаты как для груженого, так и для порожнего вагона. Она применяется в вагонах многих стран Европы. Однако по сравнению с тележкой типа ЦНИИ-ХЗ-О французская тележка имеет более жесткую на кручение paMv, снижающую ее устойчивость против схода с рельсов, большое число изнашивающихся частей — челюстей свободное для виляний положение колесных нар.


I
юре ШПИР-балка ДЛЯ ус чещен привар вдоль I ЮТСЯ 4i
лельно
другой
Це1
личесю
шарнир весками нирно о
/шин по da каж; ной гибь еривых 1 гами пр>_ случай с стоящее
Гидр
Рис. VIII.12. Упругий фрикцион-	Рис. VIII.13. Тележка типа Y25C
ный скользун
типа шар и боковы
1
На дорогах Англии эксплуатируются тележки, у которых надрессорная балка и вые рамы связаны между собой шарнирно закрепленными продольными и боко-I тягами.
В Японии широко распространены тележки, сходные с тележками ЦНИИ-ХЗ-О. )Ме того, здесь применяются тележки с V-образной рамой и пневматическими рес-ами, обеспечивающими хорошую плавность хода вагона.
Двухосные тележки грузовых вагонов железных дорог США в большинстве .‘.ют одинарное центральное подвешивание и литые боковые рамы, часто выполнен-1 заодно с корпусами букс. Подвешивание, как правило, состоит из цилиндричес-х пружин в сочетании с фрикционными гасителями колебаний. Различаются те-жки главным образом конструкцией рессорного подвешивания и особенно гасителей элебаний.
Тележки типа «Барбер» имеют роликовое возвращающее устройство и фрик-шонные гасители колебаний, аналогичные гасителям тележек типа ЦНИИ-ХЗ-О. Конструкция тележки фирмы Холанд отличается специальным фрикционным гасителем колебаний, вмонтированным в надрессорную балку (см. рис. VII.25). Такой ситель имеет малое количество деталей, прост по устройству и обеспечивает гашение щебаннй во всех направлениях.
Тележка фирмы Баккей снабжена фрикционными клиновыми гасителями коле-аний, расположенными в доступных для'юсмотра местах. Благодаря особому устрой-гву фрикционных клиньев сопротивления перемещению обрессоренных частей вверх юльше, чем вниз. Это обеспечивает добавочное противодействие подъему надрессор-эй балки и возможному выключению пружинного комплекта из-за повышенного ,скорения концов балки во время маневровых работ. Фрикционный клин имеет уменьшенный угол трения, поэтому требуется небольшое давление на него пружины.
В тележках фирмы Симингтон-Голд, которые предназначены для высокоскорост-ых грузовых поездов, применяется буксовое подвешивание из пружин и фрикцион-IX гасителей постоянного трения или пружинное центральное люлечное подвешива-ие с наклонно установленными фрикционными телескопическими гасителями колебаний. На железных дорогах США эксплуатируются также трех-, четырех- и многоосные тележки 1105].
VIII.5. Тележки пассажирских вагонов
Пассажирские вагоны железных дорог СССР, предназначенные для скоростей движения до 45 м/с, преимущественно имеют двухосные б е с ч е-иостные тележки типа КВЗ-ЦНИИ (рис. VIII. 14). Т
Рама этой тележки сварная Н-образной формы. Ее боковые балки 1 юробчатого сечения выполнены из швеллеров № 20. В средней части между шпинтонами сверху и снизу балки перекрыты стальными листами. К этим балкам приварены планки 7 для крепления шпинтонов, кронштейны 14 для установки гасителей колебаний и скользуны 10 для ограничения перемещения надрессорной балки поперек вагона. К поперечным балкам рамы приварены скользуны 9, ограничивающие перемещения надрессорной балки вдоль вагона. Для подвешивания рычажной передачи тормоза на раме имеются четыре вспомогательные (тормозные) балки 8, расположенные параллельно боковым. Один конец тормозной балки соединен с поперечной балкой, другой посредством короткой балки — с боковой.
Центральное подвешивание выполнено люлечным, пружинным, с гидравлическими гасителями колебаний. Люлька состоит из литых поддонов 5, шарнирно соединенных с серьгами 6, которые также связаны с тягами-подвесками 3. Верхними проушинами подвески через валики и подшипники шарнирно опираются на боковые балки рамы тележки. Форма валиков и про-/шин позволяет подвескам качаться не только поперек тележки, но и вдолы На каждом поддоне установлены по две трехрядные пружины 12 повышенной гибкости. Для обеспечения устойчивости вагона от опрокидывания в сривых и ограничения крена кузова поперечное расстояние между комплектами пружин принято максимально возможным в пределах габарита. На случай обрыва подвесок предусмотрено предохранительное устройство, состоящее из четырех болтов 11.
Гидравлические гасители колебаний 13 поршневого телескопического типа шарнирно укреплены с обеих сторон тележки между надрессорной, и боковыми балками.
т' -'ксовое подвешивание, подобное показанному на рис. VI 1.28, состоит „ жин 5, опирающихся на кронштейны буксы 1 и поддерживающих раму тележки, и фрикционных гасителей колебаний. К боковым балкам рамы болтами прикреплены шпинтоны 2 с гайками и фиксирующими шайбами 3. Шпинтоны ограничивают перемещение букс в горизонтальной пло-
скости и не позволяют им, а следовательно, и колесным парам разъединяться с рамой тележки при сходе вагона с рельсов. Нижние концы пружин входят в металлические поддоны 6 и опираются на толстые резиновые кольца и шайбы 7, расположенные в углублениях кронштейнов буксы. Резиновые детали поглощают высокочастотные колебания.
Для соединения подпятника тележки с пятником рамы вагона предусмотрен замковый шкворень (рис. VIII.15), состоящий из двух полушкворней и расположенной между ними замковой планки. Шкворень не позволяет тележке оторваться от кузова при сильных толчках, препятствует сходу вагона с рельсов. Чтобы вынуть шкворень, надо сначала удалить замковую планку, а затем и оба полушкворня.
Общая гибкость рессорного подвешивания тележки составляет 0,877 м/Мн, статический прогиб — 180 мм. Параметр сопротивления гидравлического гасителя колебаний 1100 Н-с/см.
Кроме описанной тележки КВЗ-ЦНИИ типа I, применяемой в вагонах с массой брутто до 60 т, ГОСТ 10527—70 предусматривает для вагонов с массой до 72 т тележку КВЗ-ЦНИИ типа И. Такая тележка имеет более мощную раму, снабженную концевыми поперечными балками, усиленные люлечные подвески, больший диаметр прутков пружин рессорного подвешивания со статическим прогибом 151 мм, по два гидравлических гасителя колебаний с каждой стороны тележки.
В эксплуатации находится тележка типа КВЗ-5, которая отличается от тележки КВЗ-ЦНИИ тем, что нагрузка от кузова вагона на надрессорную балку передается через подпятник. Между скользунами тележки
и рамы вагона, расположенного на прямом участке пути, при отсутствии давления ветра на боковую стену кузова имеются зазоры 2—4 мм. У этой тележки имеются сварные поддоны люльки и предохранительные устройства в виде скоб, которые обхватывают снизу поддоны и крепятся к боковым балкам рамы. Общая гибкость рессорного подвешивания такой тележки составляет 0,648 м/МН.
Известны и иные типы тележек пассажирских вагонов железных дорог СССР, например с продольно расположенными листовыми рессорами центрального подвешивания и др. [36, с. 79—139].
Тележки типа КВЗ-ЦНИИ благодаря опиранию кузова на скользуны, увеличенному статическому прогибу и большому расстоянию между рессор-
[МИ ieft -:у-ля
го, 10-эд-I и
03-
ж-:ов
к-
1.0-
ными комплектами центрального подвешивания обеспечивают необходимую плавность хода вагона при скорости движения до 45 м/с. '
Калининским вагоностроительным заводом в 1969 г. разработана новая тележка типа ТСК-1 для вагонов поезда РТ200. Скорость ее движения до 55 м/с (200 км/ч).
В центральном безлюлечном подвешивании этой тележки применены пневматические рессоры 5 (рис. VIII. 16) диафрагменного типа с резино-кордной оболочкой диаметром 580 мм и высотой 170 мм и осуществлено раздельное гашение вертикальных и горизонтальных колебаний с помощью соответствующих гидравлических демпферов 3 и 11. В буксовом подвешивании установлены также гидравлические гасители колебаний 6 й поводки 8, связывающие кронштейны букс 7 с рамой тележки 1. Статический прогиб рессорного подвешивания от нагрузки брутто составляет 280 мм. Продольные балки рамы тележки коробчатого сечения изогнуты посередине и соединены поперечными балками 13. Их внутренние полости
Рпс. VIII.15. Замковый шкворень
189

Рис. VIII.14. Тележка КВЗ-ЦНИИ типа I
Сварная надрессорная балка 15 спирается на пружины специальными гнездами. На концах балки имеются кронштейны для крепления гасителей колебании. Вверху расположены подпятник 16 и коробки для скользу-нов 4. Между скользунами и коробками помещается листовая резина для поглощения шума.
^Отличительной особенностью тележки типа КВЗ-ЦНИИ является то, что кузов опирается не на подпятник, а на скользуны, в результате чего достигаются указанные в п. VIII. 1 преимуществам В тележке имеются поводковые устройства 2, связывающие надрессорную балку с рамой тележки и препятствующие перекосу этой балки от действия момента сил трения, возникающих между скользунами.
Концы надрессорной балки пропущены под боковые балки рамы тележки, благодаря чему расстояние между центрами рессорных комплектов увеличено до 2036 мм (вместо 1500—1640 мм у тележек прежних конструкций). В результате этого повышена устойчивость кузова при боковых колебаниях.
188
использованы в качестве дополнительного воздушного резервуара.
Надрессорная балка 4, имеющая по концам сферические углубления для опирания на рессоры, связана с рамой тележки продольными поводками 15 и снабжена пластмассовыми скользунами 14 с резиновыми прокладками.
Для смягчения передачи продольных и боковых сил от кузова вагона к тележке вместо пятника и подпятника устроен упругий шкворень.
Гибкость рессорного подвешивания тележки составляет 1,43 м/МН.
Рис. VIII.16. Конструктивная схема тележки типа Параметры сопротивле-ТСК-1	ния гидравлических гасите-
лей колебаний: вертикального 350 Н-с/см, горизонтального 250 Н-с/см, буксового 200 Н-с/см. Пневматические рессоры могут деформироваться в поперечном направлении на величину 40 мм. На последних 10 мм деформации в работу включаются резинометаллические ограничители, установленные в надрессорной балке. Рабочее давление воздуха в рессорах 0,56 МПа. Питание их производится по воздухопроводу через регуляторы высоты кузова. На случай повреждений кордной оболочки одной рессоры предусмотрен перепускной клапан, мгновенно сбрасывающий давление во второй рессоре, вследствие чего кожух рессор ложится на специальный резинометаллический буфер.
Тележка оборудована дисковым тормозом, предназначенным для все.х видов служебного торможения, и магнитно-рельсовым для экстренного торможения, а также колодочным устройством 9 для очистки поверхности катания колес перед торможением.
Дисковый тормоз состоит из цилиндров 16, дисков 12 и клещевых механизмов 17\ магнитно-рельсовый — из цилиндров 2 и башмаков 10.
Тележка имеет противоюзное электронное устройство. База ее 2,5 м, масса 7500 кг.
Калининским вагоностроительным заводом изготовлен вариант тележки ТСК-1, отличающийся от описанного главным образом конструкцией буксового подвешивания, которое выполнено таким же, как у тележки КВЗ-ЦНИИ. Это было вызвано необходимостью обеспечить достаточный статический прогиб буксового подвешивания, так как запроектированные ранее короткие буксовые поводки с упругими шарнирами оказались чрезмерно жесткими.
В целом эквивалентный статический прогиб рессорного подвешивания новой тележки на 13% меньше расчетного 256 мм. В значительной мере это явилось следствием того, что поводки, соединяющие надрессорную балку с рамой тележки типа ТСК-1, имеют по сравнению с поводками тележки КВЗ-ЦНИИ большую угловую жесткость.
Ходовые испытания вагонов поезда РТ200 с тележками ТСК-1 показали [25, с. 4—25], что их устойчивость от схода с рельсов и плавность хода при скорости движения до 55 м/с удовлетворительны. Было установлено, что для повышения ходовых качеств вагона необходимо иметь горизонтальную жесткость центрального рессорного подвешивания 0,63 ЛШ/м, статический прогиб центральной ступени подвешивания 200 мм и буксовой 50 мм, 190
а также предусмотреть связь колесных пар с рамой тележки в пределах принятых характеристик жесткости.
Рижским вагоностроительным заводом изготовлена партия тележек для высокоскоростного электропоезда ЭР200, аналогичных тележкам ТСК-1. Полный статический прогиб рессорного подвешивания такой тележки 200 мм.
Тележки пассажирских вагонов зарубежных стран во многом подобны нашим отечественным. Некоторые тележки имеют оригинальную схему и конструкцию, например тележка железных дорог Швейцарии с торсионным подвешивание’»!, одноосная тележка вагонов типа «Талго», тележка сочлененных вагонов и др. [36, с. 136—139].
Тележка типа «Минден-Дейтц» железных дорог ФРГ отличается от тележки типа КВЗ-5 главным образом буксовым подвешиванием, в конструкции которого предусмотрены связи букс с рамой в горизонтальной плоскости. Такая связь способствует тому, что виляние колесных пар совершается со значительной длиной волны. В подвешивании применен гидравлический гаситель колебаний с усилием сопротивления при сжатии в 2 раза большим, чем при растяжении. Поперечные перемещения надрессорной балки ограничиваются резиновыми буферами, что обеспечивает удовлетворительную плавность хода при движении на стрелках и в кривых.
Тележка типа «Мюнхен-Кассель» (ФРГ) отличается буксовым подвешиванием рычажного типа. Корпус буксы представляет собой стальной литой коленчатый рычаг, связывающий колесную пару с рамой и служащий одновременно опорой пружины буксового подвешивания, которая располагается горизонтально. Благодаря такой связи колесной пары с рамой тележки исключается галопирование последней.
Центральное подвешивание тележки выполнено люлечным с вертикально установленными гидравлическими гасителями колебаний.
Кузов вагона опирается на тележку через скользуны надрессорной балки. Пятниковый узел тележки воспринимает только горизонтальные усилия, которые значительно смягчаются резиновым элементом.
Тележка типа Y-32 железных дорог Франции предназначена для скоростей движения до 70 м/с. Особенностью ее является безлюлечное пружинное подвешивание. Рама тележки состоит из двух вогнутых в средней части боковых балок, связанных двумя поперечными балками трубчатого профиля. На боковых балках расположены одинарные пружины центрального подвешивания, работающие совместно с вертикальными и горизонтальными гидравлическими гасителями колебаний. Буксовое подвешивание рычажного типа (см. рис. VIII.3, е), причем пружина расположена над буксой, а между ее крылом и боковой балкой рамы помещен гидравлический гаситель колебаний. В тележке применен еще один гидравлический демпфер, установленный между надрессорной балкой и кузовом вагона и предназначенный для гашения колебаний виляния тележки. Масса этой тележки 5650—6300 кг [102].
Тележка типа «Комэнуэлс» железных дорог США имеет колесные пары, связанные продольными балансирами, которые опираются через упругие прокладки на челюстные буксы. Такая связь способствует удлинению волны извилистого движения гележки. Буксовое подвешивание выполнено в виде цилиндрических пружин, опирающихся на балансиры вблизи букс. Гасители колебаний в буксовом подвешивании не предусмотрены. Центральное подвешивание люлечное с пружинами в сочетании с гидравлическими демпферами телескопического типа. Для уменьшения виляния тележки между пятником и подпятником поставлена специальная кольцевая фрикционная прокладка, которая обеспечивает достаточную силу трения. Статический прогиб рессорного подвешивания тележки составляет 220 мм.
Из тележек легких пассажирских вагонов США наибольшего внимания заслуживает тележка вагонов «Пионер III» фирмы «Бадд». Эта тележка имеет пневматическое подвешивание и расположение букс на оси между колесами. Нагрузка от кузова вагона передается через пневморессоры на поперечную балку в точках, находящихся около боковых рам тележки, что позволяет облегчить поперечную балку. От последней вертикальные нагрузки передаются на боковые рамы тележки через скользуны, имеющие неметаллические поверхности.
Повороты тележки относительно кузова ограничиваются тягами, проходящими через башмаки с резиновыми прокладками, укрепленные на боковых балках рамы кузова. Помимо дроссельной клапанной системы пневматических рессор других специальных устройств для гашения вертикальных колебаний в подвешивании не предусмотрено. Успокоение боковых колебаний осуществляется гидравлическими гасителями рычажного типа, установленными по концам поперечной балки и связанными поводками с рамой кузова.
Тележка оборудована дисковым тормозом, причем все его части расположены с наружной стороны колес, что обеспечивает удобный осмотр и обслуживание. Zvlacca тележки составляет всего 2950 кг.
Большого внимания заслуживает тележка вагонов новой линии Токайдо (Япония), с успехом эксплуатируемая со скоростью движения более 55 м/с. Кузов опирается на скользуны тележек. В центральном подвешивании применены пневматические рессоры диафрагменного типа и гидравлические демпферы для гашения поперечных колебаний.
191
вышает поперечную устойчивость и уменьшает интенсивность боковых колебаний кузова.
Дальнейшее увеличение скоростей движения пассажирских поездов требует создания принципиально новых систем рессорного подвешивания тележки, и прежде всего повышения его гибкости. Однако в случае применения витых пружин возникает опасность большой разницы статического прогиба при полной и минимальной загрузках кузова вагона, что очень нежелательно, особенно для вагонов пригородного сообщения. Поэтому рационально иметь рессорное подвешивание с переменными параметрами жесткости и демпфирования, автоматически настраиваемыми на оптимальные значения в зависимости от загрузки вагона.
Тележки грузовых вагонов должны иметь такие связи боковых рам между собой в плане, которые обеспечивали бы проход единичных неровностей железнодорожного пути без значительного обезгруживания колес, а также ограничивали виляние колесных пар, обгон и маятниковое раскачивание боковых рам тележек.
Обоснование и конкретизация этих и других требований, предъявляемых к тележкам, содержатся в курсе «Динамика вагона» [121.
VIII.7. Силы, действующие на тележку
Расчетными для рамы, надрессорной балки и других подобных частей тележки являются нагрузки: статическая, вертикальная динамическая, боковые от действия центробежной силы и ветра, возникающие при динамическом вписывании вагона в кривую, силы инерции, тормозные и кососимметричные.
Статическая нагрузка на тележку, как и на любую другую часть вагона, определяется формулой
рст = РбР ,	(VIII. 1)
m
где Pfjp — вес брутто вагона;
— вес элементов и укрепленного на них оборудования, через которые передается нагрузка от рассчитываемых частей вагона на рельсы;
пг — число одноименных параллельно нагруженных частей вагона.
В статическую нагрузку, вычисляемую по этой формуле, входит собственный вес рассчитываемой части, так как его величина обычно мала по сравнению с другими нагрузками, а отдельный его учет осложняет расчеты.
Формула (VII 1.1) применима для расчета одноименных частей тележки, одинаково загруженных статической нагрузкой, что справедливо для большинства конструкций вагона.
Поскольку тележки грузовых вагонов проектируют с учетом возможного их использования для вагонов различных типов, но одинаковой осности, вес брутто в этом случае определяют по допускаемой статической нагрузке р0 от колесной пары на рельсы и числу т0 колесных пар в вагоне:
РбР = Рсто.	(VIII.2)
Вертикальную динамическую нагрузку определяют обычным способом, т. е. по формуле
Рп =	(VII 1.3)
где /гд — коэффициент вертикальной динамики для рассчитываемой части вагона, вычисляемый по формуле (IV.3) или (IV.4).
Боковые нагрузки вызывают дополнительное вертикальное загружение частей тележек с одной стороны вагона и соответствующее 7 Зак. 1752	'	1??-
Буксовое подвешивание пружинное, бесчелюстное с пластинчатыми поводками и гидравлическим гасителем колебаний одностороннего действия. Тележка снабжена дисковым тормозом.
В США и во Франции эксплуатируются вагоны с маятниковым подвешиванием, которое обеспечивает спокойный ход в поперечном направлении и значительную устойчивость кузова при большой гибкости рессор. В качестве упругих элементов применены пружины, которые расположены вдоль боковых стен кузова. При этом плоскость опоры кузова на пружины находится выше его центра тяжести, так что при движении по кривому участку пути вагон отклоняется внутрь кривой, чем ликвидируется неприятное ощущение у пассажиров.
В буксовом подвешивании некоторых тележек пассажирских вагонов, особенно в ФРГ, все большее применение находят резиновые рессоры, которые обеспечивают необходимый статический прогиб, обладают хорошими демпфирующими и звукоизоляционными свойствами. Кроме того, они ограничивают относительные перемещения рамы тележки и колесных пар.
VIII.6, Требования, предъявляемые к тележкам
Для обеспечения необходимой плавности хода и безопасности движения вагона, а также уменьшения его воздействия на путь тележка должна обладать малой массой, особенно необрессоренных частей. Кроме того, целесообразно иметь достаточно высокую гибкость рессорного подвешивания, чтобы обеспечить низкую частоту собственных колебаний кузова для пассажирских вагонов в пределах 1—1,1 Гц; для грузовых вагонов гибкость рессорного подвешивания ограничивается допускаемой разницей высот продольных осей автосцепок в груженом и порожнем состоянии, обусловленной удобствами формирования поездов.
Согласно ГОСТ 10527—70, ГОСТ 9246—79 и нормам расчетов вагонов на прочность рекомендуются следующие величины статических прогибов рессорного подвешивания:
для пассажирских вагонов локомотивной тяги под массой тары — не менее 150 мм для скоростей до 40 м/с и 250—300 мм для скоростей 55 м/с и более, причем прогиб буксового подвешивания должен составлять 15—30% общего статического прогиба рессор;
для почтовых и багажных вагонов под массой брутто — не менее 130 мм;
для изотермических вагонов под массой брутто — 70—80 мм;
для грузовых вагонов основных типов, кроме изотермических, под массой брутто — не менее 45 мм, при этом разность между статическим прогибом под массой тары и брутто вагона допускается не более 55 мм.
Рессорное подвешивание тележки должно обладать неупругим сопротивлением (трением), обеспечивающим гашение колебаний. Желательно концентрирование сил трения в специальных устройствах — гасителях колебаний.
Колесные пары должны иметь достаточно жесткую связь с рамой тележки в горизонтальном направлении, что способствует увеличению длины волны ее извилистого движения. Хорошие результаты обеспечивает применение поводковых направляющих и букс рычажного типа.
Люлечное подвешивание целесообразно выполнять с применением длинных вертикальных подвесок, при которых снижается собственная частота боковых колебаний кузова.
Тележка должна иметь минимальный момент инерции относительно вертикальной оси, что уменьшает усилия взаимодействия колес и рельсов в горизонтальной плоскости. В опорах кузова на тележки необходимо предусматривать возникновение сил трения достаточной величины, что позволит уменьшить интенсивность вращательных колебаний тележки относительно кузова. Для гашения колебаний перевалки груза на пятниках рационально применять упругие скользуны с демпфирующим устройством.
Расстояние между рессорными комплектами, измеренное поперек вагона, должно быть возможно большим, а опору кузова на тележку следует размещать ближе к плоскости, проходящей через оси колесных пар, что по-192
где 7В — продольная сила инерции вагона, величина которой определяется приведенными в п. IV. 1 данными;
hv — расстояние от центра массы вагона до уровня головок рельсов; 21 — база вагона.
Кроме вертикального загружения, тележки воспринимают и горизонтальные продольные силы инерции Та. Согласно нормам расчета на прочность вагонов железных дорог СССР эти силы принимают равными утроенному весу тележки.
Тормозные нагрузки определяются по методу, изложенному в учебном пособии [77, с. 174—176].
Исследования показывают, что тормозные нагрузки вызывают в рамах тележек напряжения, сопоставимые по величине с напряжениями от статической нагрузки [77, с. 200—202]. Однако при расчете основных элементов рам тележек тормозные нагрузки обычно не учитывали. Это объясняется тем, что при чугунных колодках и пневматических тормозах наибольшие тормозные силы и вызыраемые ими напряжения возникают в конце процесса торможения, когда вертикальная динамическая нагрузка и центробежная сила имеют малую величину. При новых тормозных средствах (композиционные колодки, электропневматические тормоза и т. п.), развивающих большие тормозные силы в начале торможения, когда велики и другие динамические нагрузки, расчет основных частей тележки на тормозные нагрузки необходим.
Вертикальная кососимметричная нагрузка обусловлена разной величиной прогибов рельсов под колесами, различной жесткостью и высотой пружин и рессор буксового подвешивания, отклонениями в размерах колесных пар и других частей, связанными с их износами и допусками на изготовление и ремонт. При этом возникает система само-уравновешенных вертикальных сил Рк, равных по абсолютной величине, но направленных по одной диагонали вверх, а по другой—вниз.
Вертикальная кососимметричная нагрузка существенна для рам тележек, у которых боковые балки жестко связаны между собой поперечными балками (тележки пассажирских вагонов и некоторые конструкции грузовых), а также для частей трех- и четырехосных тележек, передающих нагрузки от пятника на надрессорные балки и имеющих жесткое соединение элементов.
На рис. VIII.18 показана схема деформаций рамы двухосной тележки, к которой приложены статическая Рст и кососимметричная Рк нагрузки. Под действием статической нагрузки рама из исходного положения 1—2—3—4 переместится вниз и займет положение Г—2'—3'—4', параллельное первоначальному, а под действием кососимметричной нагрузки ее контур примет вид, обозначенный точками Г—2"—3"—4".
Перемещение центра рамы
7*
11»+33”	22» + 44”
(VIII.8)
а перемещения точек рамы, расположенных над серединами шеек осей колесных пар, составляют:
Г1" = (	' Рст v 4	-р^	_1	 С1	рк Ск	 + A/Zx +?!	+ Adx;
22" =1	Р ст k 4	+РК}	1 с2	F— Ск	Д/Т2 ^2	+ Arf2;
33" =1	Р С1 4	-/’к)	1 Сз	РК Ск	 + Ah3 + z3	+ Ac(s;
44" = /	Рст 4		—ч Сл	Рк Ск	 -f A/I4 Ч- z^	+ Ad4,
(VIII.9)
195
разгружение с другой. Величина такого дополнительного загружения рассчитываемой детали
р = ' (VIII. 4) тг Ъ
где Яц — центробежная сила вагона. При вычислении ее для рассчитываемой части тележки по формуле (IV. 11) вместо Р5р подставляют числитель формулы (VII 1.1);
Яв — давление ветра на кузов вагона;
/1Ц и hB — вертикальные расстояния от места приложения силы Р6 др точек приложения соответственно сил Яц и Яв;
тх — число одноименных параллельно нагруженных элементов, расположенных с одной стороны вагона;
Ъ — расстояние между точками приложения сил Р5 дополнительного загружения и разгружения рассчитываемой части вагона.
Формула (VIII.4) является приближенной, поскольку она не учитывает деформаций рессорного подвешивания и обусловленного этими деформациями наклонения кузова и бокового смещения его центра тяжести. Учет деформаций рессорного подвешивания выполняют по методу, изложенному в учебном пособии [77, с. 96—101].
Боковые нагрузки вызывают также загружение тележки горизонтальными силами, которые учитывают при динамическом вписывании вагона в кривую.
Нагрузки от взаимодействия колес с рельсами (при динамическом вписывании вагона в кривую) определяются в курсе «Динамика вагона». Эти силы вызывают нагружение двухосной тележки, показанное на рис. VIII. 17 (где 2 /т — база тележки).
При этом сила Н является горизонтальной боковой нагрузкой на тележку, равной сумме центробежной силы вагона и давления ветра на кузов, приходящихся на одну тележку, т. е.
н = ~ (Дц+#в),	(VIII.5)
а силы, действующие вдоль тележек,
Тт — Ti + T’s,
(VIII.6)
где 7\ и Т2 — реакции связей рамы с шейками осей колесных пар, направленные параллельно продольной оси тележки.
Силы и Н2 также являются реакциями связей рамы тележки с шей-
ками осей, но направленными перпендикулярно усилиям Тг и Т2. Силы Ти
Рис. VIIL17. Схема горизонтальных сил, действую-
щих на двухосную тележку при движении вагона по кривому участку пути
Т2, Н± и Н2 определяют по методу, изложенному в учебном пособии [77, с. 172].
Аналогично определяют продольные и поперечные рамные силы, возникающие в трех- и четырехосных тележках.
Силы инерции, возникающие при торможении, и соответствующие им тормозные силы образуют момент сил, вызывающий дополнительное вертикальное нагружение передней по ходу движения тележки и такое же разгружение задней тележки:
21
(VIII.7)
194
где сг. с2, сч и с4 — жесткости комплектов пружин и рессор, расположенных у точек рамы соответственно 1, 2, 3 и 4\ A/ib A/z2, A/is и A/z4 — отклонения высоты пружин и рессор от номинальных размеров;
гъ z2, г3 и z4 — вертикальные смещения точек 1, 2, 3 и 4 рамы, вызванные вертикальными неровностями пути;
Adb Ad2, Ad3 и Ad4 -— вертикальные смещения точек I, 2, 3 и 4 рамы, вызванные отклонениями от номинальных размеров диаметров колес и других (кроме буксовых рессор) частей тележки;
ск — жесткость рамы тележки при кососимметричной нагрузке, называемая кососимметричной жесткостью рамы и являющаяся величиной, обратной прогибу бк четверти рамы при ‘	= 1, т. е. ск =
Подставляя выражения (VIII.9) в формулу (VIII.8), получим
+ Д/zj — Д/г2+ДД3—ДЛ4 -т-2! — г. Ч-
________________+ z3 2$ -|- ДЧ, ДЧ2 — Д</3 Д^з________ (-у, J j j 10^
Рст ( I	1 ( I	1
4	\ Р1	^2	^3	J
Суммарное действие всех рассмотренных факторов, вызывающих кососимметричную нагрузку РЕ, можно заменить эквивалентным смещением одного колеса на величину z.
В таком случае:
с4 = с2 = cs = с4 = с6; A/ij = A/i.j = A/ig = Д/г4 = 0;
Ad4 = Ada = Ad3 = Ad4 = 0; z2 = z3 = z4 = 0;
где 2Ьг — расстояние между серединами шеек оси колесной пары;
2s — расстояние между кругами катания колес.
Если г = 16 мм, то при расстоянии между серединами шеек 2 Ь2 = = 2036 мм и между кругами катания колес 2 s = 1580 мм получим гг « « 20 мм.
Подставляя все это в формулу
Ра	(VIII.10), получим
Рис. VIII. 18. Схема деформаций рамы тележки
Рк = 5—СбСк . (VIII.11) Сб + ск
В таком виде формула для оп-редетения кососимметричной нагрузки приведена в нормах расчета вагонов на прочность.
В формулу (VIII. 11) следует подставлять значения жесткостей сб и ск в кН/м, а результат получается в Н.
Выяснив силы, действующие на тележки, перейдем к расчету основных частей тележек грузовых и пассажирских вагонов.
196
VIII.8. Расчет литой боковой рамы двухосной тележки грузового вагона
Литая боковая рама тележки имеет сложную конфигурацию. В то же время ее расчет должен выполняться точными методами, так как недостаточная прочность боковой рамы создаст угрозу безопасности движения поездов, а излишняя—увеличит массу этой обычно необрессоренной части вагона.
Соответственно нагружению боковой рамы ее рассчитывают на вертикальные и горизонтальные нагрузки.
Вертикальными нагрузками боковой рамы являются: статическая Рст, динамическая РГ1, вертикальная от боковых сил и тормозные. Первые три нагрузки приложены симметрично относительно продольной и поперечной вертикальной плоскостей симметрии боковой рамы. Поэтому они учитываются совместно и их сумма составляет
Р = Рст + Рд + Рб.	(VIII.12)
Вертикальные тормозные нагрузки не удовлетворяют условиям симметрии, поэтому необходим дополнительный расчет боковой рамы.
Нагрузка, определяемая формулой (VIII. 12), в обычных тележках с центральным рессорным подвешиванием передается на нижний горизонтальный пояс боковой рамы рессорным комплектом, вследствие чего ее распределение зависит от конструкции комплекта. В запас прочности составляющие внешней нагрузки принимают в виде сосредоточенных сил, приложенных в геометрических центрах элементов рессорного комплекта. Величины этих составляющих пропорциональны жесткостям этих элементов.
Расчетная схема стержневой системы в общем случае, как известно из строительной механики, образуется линиями, проходящими через центры изгиба поперечных сечений стержней. Определение координат центров изгиба для всех расчетных сечений системы является трудоемкой задачей. В данном случае этого не требуется, так как симметричность конструкции и рассматриваемого загружения боковой рамы относительно продольной вертикальной плоскости позволяет строить расчетную схему линиями, проходящими через центры тяжести поперечных сечений стержней боковой рамы. При этом ее стержни подвержены изгибу в вертикальной плоскости, растяжению или сжатию и сдвигу, но свободны от деформаций кручения.
При построении расчетной схемы литой боковой рамы учитывают ее особенность, заключающуюся в том, что протяженность узлов и размеры поперечных сечений стержней соизмеримы с длиной последних. Условный способ учета этой особенности сводится к выделению узлов, участки которых на расчетной схеме боковой рамы обычно обозначают толстыми линиями, и к оценке деформаций узлов. В исследовании НИБ вагоностроения (автор методики К. А. Сафонцев) условно принимают, что в узле эпюры изгибающих моментов и нормальных сил затухают по линейному закону на длине, равной высоте поперечного сечения стержня; на сдвиг узлы принимают абсолютно жесткими.
Рассматриваемая расчетная схема представляет собой раму, имеющую три замкнутых контура. Для расчета на вертикальную нагрузку, действующую в плоскости боковой рамы и при отсутствии крутящих моментов, расчетная схема является 9 раз статически неопределимой системой. Однако симметричность конструкции и загружения относительно поперечной вертикальной плоскости, проходящей через середину боковой рамы, снижает неопределимость до пяти1 и позволяет рассматривать одну половину рамы.
1 Как известно из строительной механики, в симметричных сечениях изгибающие моменты и нормальные силы одинаковы, а поперечные силы равны по абсолютной величине, но имеют противоположные знаки. Поэтому в плоскости симметрии поперечные силы равны нулю.
197
Рис. VIII. 19. Основная система
Расчет боковой рамы выполняют одним из методов строительной механики. Рассмотрим расчет методом сил.
На рис. VIII.19 показана основная система, полученная путем разреза посередине верхнего наклонного пояса и удаления связей в среднем сечении верхнего горизонтального пояса. Удаленные связи, аналогичные показанным на нижнем горизонтальном поясе (стержень с шарнирами по концам обозначает связь, способную воспринимать только нормаль
ную силу, а квадратная скобка—только изгибающий момент) и представляющие собой действие на дГевую половину боковой рамы отброшенной правой ее части, заменены неизвестными изгибающим моментом Х4 и нормальной силой Х2, а в месте разреза верхнего наклонного пояса введены неизвестные изгибающие моменты X 8, нормальные Х4 и поперечные Хь силы.
Силы Р4 и Р2 представляют собой составляющие внешней нагоузки, р передающиеся элементам рессорного комплекта, -опорную реакцию,
приложенную в середине буксового проема боковой рамы.
Неизвестные силовые факторы Хг — ХБ определяют путем решения системы канонических уравнений:
бц-Vj-j- б12 Х2 + 613 Xs-p б14 Xt -р б1Б Хъ -р Дщ — 0 ;
^21 -^1 + ^22 -^2 + 623 Х3 ~р б24 Xt -р 62Б Хъ -Р Д2р = 0 ;
63i Хг -р б32 Х2 -Р 633 Х3 -р б34 Х4 -р б.й Х5 + Дзр = 0 ;
б41 Хг -Р б42 Х2 -р б43 Х3 -р б44 Х4-р б45 X- — Д4р = 0 ;
651 ~Р ^Б2• Х2-\- 6БЗ Х3 ~р бБ4 Х4 -р 6ББ X- -рДбр = 0. j
(VIII. 13)
Коэффициенты при неизвестных и грузовые (свободные) члены канонических уравнений обычно вычисляют как перемещения, обусловленные деформациями изгиба, растяжения или сжатия и сдвига. В данном случае коэффициенты и грузовые члены канонических уравнений можно вычислять без учета деформаций сдвига, поскольку такой учет несущественно сказывается на результатах расчета, но значительно его усложняет. Тогда формула для вычисления коэффициентов при неизвестных имеет вид
dx -Р f
Nj N} EF
dx
(VIII.14)
где Mt и Mj — изгибающие моменты в основной системе от единичных силовых факторов соответственно и X/,
Nt и Nj — нормальные силы в основной системе от единичных силовых факторов Xt и Xf,
EIZ и EF — жесткости сечений стержней соответственно на изгиб и растяжение (Д — момент инерции сечения относительно нейтральной оси г; F — площадь сечения).
Интегрирование производится в пределах длины I каждого стержня, а суммирование распространяется на все стержни.
Грузовые члены определяют по формуле (VIII.14), заменив в ней М} и Nj на МР и Np, т. е. принимая вместо Xj внешнюю нагрузку Р.
Для удобства вычислений умножим все члены формулы (VIII.14) на основную жесткость EIq, представляющую собой жесткость на изгиб какого-198
либо стержня боковой рамы или даже произвольное число. Учитывая также, что в данном случае жесткости каждого стержня EIZ и EF считаются постоянными величинами, получим
(I	i
f Mt Mt dx +4^ [ Ni Nj dx
J	E-Г J
0	0
Обозначая E— ам и =aN, найдем
EIZ	EF
/ i	i	\
EI0 St j = 2 I ам J Mi Mj dx + cov J Ni Nj dx I.
\ o'	0	J
(VIII.15)
Для вычисления коэффициентов и грузовых членов строят эпюры изгибающих моментов и нормальных сил от неизвестных силовых факторов, равных выбранной единице, и внешней нагрузки.
В качестве примера на рис. VIII.20 изображены эпюры изгибающих моментов, нормальных и поперечных сил для одной из конструкций боковой рамы тележки. Эти эпюры построены с учетом указанного выше влияния узлов. Эпюры поперечных сил показаны здесь для удобства последующего определения касательных напряжений.
Вычисление интегралов, входящих в формулы (VIII. 14) и (VIII.15), производят известными методами (по способу А. Н. Верещагина, по таблицам для вычисления интегралов, по формуле Симпсона, методом ортогональных фокусов и т. п.).
Правильность вычисления коэффициентов при неизвестных и грузовых членов канонических уравнений проверяют способами, известными из курсов строительной механики [87, с. 324—326].
Решение системы уравнений (VIII.13) удобно осуществлять посредством сокращенного алгоритма Гаусса [87, с. 326—329].
Рис. VIII.20. Эпюры изгибающих моментов, нормальных и поперечных сил: а. — от б — от Х2=1; в — от Х3=1; г — от Х4=1; д — от Х5=1: е — от внешней нагрузки
199
Рис. VIII.22. Расчетная схема и эпюра изгибающих моментов в колонке от силы
7т
Рис. VIII.23. Расчетные схемы и эпюры изгибающих моментов в левой и правой колонках от сил NBl и NBz
рамы и частично (25%) при изгибе перпендикулярно этой плоскости. Депланации концевых сечений колонок считают полностью стесненными.
Тогда от силы Тт, действующей в плоскости боковой рамы (рис. VIII.22), возникают опорные реакции RE и Дн и моменты Мв и Л4Н, величина которых определяется формулами изгиба однопролетной балки с защемленными концами:
в верхнем поясе:
RB = 7\ — (3b+a)-,	(VIII.20)
Мв = Гт-~	(VIII.21)
в нижнем поясе:
Л2
R„ = TT—(3a + by,	(VI 11.22)
Мн = Тт-^-.	(VIII.23)
Л
где а, b и 1К— линейные размеры, показанные на рис. VIII.21 и VIII.22.
От силы ZVB8, приложенной к левой колонке (рис. VIII.23, а) и перпендикулярной плоскости боковой рамы, при 25 %-ном защемлении колонки опорные моменты в верхнем и нижнем поясах соответственно равны 0,25 Л4ВП и 0,25 Л4нл, где Мвл и Л4НЛ — опорные моменты при полной заделке, вычисляемые соответственно по формулам (VIII.21) и (VIII.23) с заменой Тт на Дн2.
Возникающие при рассматриваемом загружении опорные реакции, определяемые из условий равновесия, составляют:
г)   0,25Л1вл— 0,25Л1|1Л-У Л'|Г2 а .
^вл —
/к
__ 0,25Л1НЛ-0,25Л1ВЛ+А/Н2& г\цл —
(VIII.24)
lK
Аналогично вычисляются опорные реакции 7?вп и Днп, а также моменты Л4ВП и 7ИНП для правой колонки (рис. VIII.23, б).
Зная опорные реакции и моменты, легко построить эпюры изгибающих моментов и поперечных сил и установить значения их ординат для любого сечения колонок.
201
Установив значения неизвестных Xt — Х5, строят с у м парные эпюры изгибающих моментов, нормальных и поперечных сил, ординаты которых вычисляют по формулам:
ТИ2 — THj Х1 -j- М2 Х2 4~ 7И3 Х3 4*	Хц 4* 7И6 Хъ 4* Мр >
N = Nr Xz-\-N2X2 + N3 Xz + NiXt + N-. X6 + NP\ Qy ==Q1^1 +С?2-^2 + Фз^з4-С?4-^4+Фб-^Б+ Qp,
(VIII.16)
где Mt, Nit Qi — ординаты эпюр соответственно изгибающих моментов, нормальных и поперечных сил в рассматриваемом сечении системы от действия Xt, равного выбранной единице;
Мр, Np и QP — то же от внешней нагрузки.
Наибольшие напряжения в стержнях боковой рамы от указанных вертикальных нагрузок составляют:
нормальные
Mz , N	ЛПТТ 1-П
o.M+N =-—-4-— ;	(VIII.17)
w z г касательные
(VIII.18)
где F— площадь сечения стержня;
1Г2 — момент сопротивления сечения стержня относительно нейтральной оси z;
Sz — статический момент отсеченной части сечения относительно нейтральной оси z;
6 — толщина стенки стержня.
Вычисления ординат по формулам (VIII. 16) и напряжений по формулам (VIII. 17) и (VIII. 18) удобно сводить в таблицы.
Горизонтальными нагрузками боковой рамы являются продольные силы Тг или Т2 и поперечная сила Нг и Н2 (см. рис. VIII. 17). Поскольку сила Нг, действующая на боковую раму, расположенную со стороны наружного рельса кривой, больше силы Н2, приложенной ко второй боковой раме, рассчитаем раму с нагрузкой Нг.
В тележке без поперечной связи силы Т1У Т2 и уравновешиваются реакциями надрессорной балки Тт, NH1 и NHZ, величины которых, установленные из условий равновесия, составляют (рис. VIII.21, а):
Phi ма мы
рак лаг
(ри вел с з
Т^Тг + Т2,	^2=^-^-. (VIII.19)
где 2/т — база тележки;
2/б — расстояние между силами NH1 и WH2.
Рис. VIII.21. Схема загружения боковой рамы тележки без поперечной связи
Поскольку линии действия сил NB1 и Nh2 не проходят через центры изгиба сечений колонок (рис. VIII.21,6), возникают крутящие моменты 7ИК1 = = NB1e и 7Икг = NH2e, где е — расстояние от центра изгиба (ЦИ) сечения колонки боковой рамы до линии действия силы NU1 или Nr2.
Расчет боковой рамы на горизонтальные нагрузки можно выполнить следующим методом.
Расчетная схема образуется линиями, проходящими через центры тяжести стержней боковой рамы. Колонки рассматривают как балки с полностью защемленными концами при изгибе их в плоскости боковой
где
пен, onoj и 0, ЧИСГ на 1
опрг
М вп
МОМ€ сечег
200
Рис. VIII.24. Расчетная схема эшооа бимоментов в колонке
и
Верхний и нижний пояса рассматриваются как балки со свободным опиранием по концам и загруженные в местах соединения с колонками соответствующими опорными реакциями и моментами. Поскольку силы ₽в и RH, действующие в плоскости боковой рамы, и опорные моменты Л4В, 0,25 /МЕЛ, 0,25 А4НЛ, 0,25 /Ивп и 0,25 /Инп вызывают сравнительно малые напряжения в поясах, допустимо рассматривать загружение верхнего пояса только от сил 7?вл и 7?вп, а нижнего—от сил RKn и 7?нп, перпендикулярных плоскости боковой рамы.
Напряжения изгиба и среза в колонке от сил Тт вычисляют по формулам (VIII.17) и (VIII.18) , а напряжения в колонках и поясах от сил 2VH1 и 7VH3, перпендикулярных плоскости боковой рамы, — по формулам:
нормальные
<4,= -^-;	(VIII.25)
касательные
*4 = —(VIII.26)
Величины, входящие в эти формулы, имеют смысл, аналогичный величинам в формулах (VIII. 17) и (VIII. 18), с учетом изменения плоскости загружения стержней боковой рамы.
Крутящие моменты 7ИК1 и /Ик2 вызывают в стержнях боковой рамы деформации свободного и стесненного кручения. Эти деформации существенны для стержней незамкнутого профиля, т. е. для всех основных элементов боковой рамы, кроме нижнего горизонтального пояса.
Напряжения от свободного кручения
(VIII.27) Мл
гдеМк — крутящий момент в рассматриваемом сечении стержня;
б — толщина стенки стержня;
1К — момент инерции сечения стержня при кручении.
Для определения бимоментов, возникающих в колонках (рис. VIII.24), воспользуемся методом начальных параметров. С помощью таблицы функций влияния [16, с. 93] принятое выше условие срД = 0, означающее отсутствие депланации в концевом сечении колонки, получит вид
ЛД0	---------------------Во felShfel 11 = 0, (VIII.28)
G/K	G/K	G/K
откуда бимомент на левом конце колонки
Во = \ А, [(1—ch^/t)Л4КО—(1—chMi)Мк]. (VIII.29) SD «1 ti
2q2
Рис. VIII.25. Расчетная схема и эпюра бимоментов в верхнем горизонтальном поясе
Используя ту же таблицу функций влияния, получим формулы для определения бимомента в любом сечении колонки:
при х<2аг
Вх^М^-^^+Boch^x;	(VI 11.30)
ki
при х~^аг
Вх= •Mv0-^^+B0chklx — Мк shfei(x~gi) . (VIII.31) fei	kx
В формулах (VIII.28) — (VIII.31) обозначено:
Л4К — крутящий момент, приложенный к колонке (Л1К1 или Л1,.2);
Л1ко — крутящий момент на левом (нижнем) конце колонки;
G — модуль сдвига;
Ci, &i, Zj и х — расстояния, показанные на рис. VIII.24;
kr — изгибно-крутильная характеристика сечения колонки. Эта величина вычисляется по формуле
где Е — модуль упругости;
[а — секториальный момент инерции сечения.
Бимомент в любом сечении верхнего горизонтального пояса рамы (рис. VIII.25)
Вх - Во2
sh /?2 (lz х) । sh х -у j j j 32) sh /?2 Zg	sh kz ^2
где Во2 и Вi2 — бимоменты соответственно на левом и правом концах верхнего горизонтального пояса. Их значения могут быть установлены из условий равновесия бимоментов в узлах, считая их депланирующими, с учетом малой величины бимоментов в
верхних наклонных поясах;
k2 — изгибно-крутильная характеристика сечения рассматриваемого пояса;
12 и х — расстояния, показанные на рис. VIII.25.
Особенностью расчета боковой рамы на стесненное кручение является необходимость учета неравномерного распределения нормальных напряжений по толщине стенки стержня. Для этого применима формула [8, с.
Рис. VIII.26. Сечение стержня и его элементы
203
208], определяющая нормальное напряжение в любой точке j любого i-ro сечения (на рис. VIII.26 показано сечение, разделенное на шесть элементов 1—6):
Осо = (rzi yt i н- ryi zi} 4- cof),	(VIII. 33)
2 co
где Bx — бимомент в рассчитываемом сечении;
rzi и ryi — расстояния от центра изгиба С сечения до центра тяжести i-ro элемента, отсчитываемое в направлении оси соответственно г и у,
Zu и уц — координаты точки /;
<в; — векториальная координата центра тяжести i-ro элемента относительно центра изгиба С сечения.
Напряжения от горизонтальных нагрузок суммируются с напряжениями от вертикальных сил. По нормальным ст и касательным т напряжениям могут быть вычислены эквивалентные напряжения, которые согласно энергетической теории прочности составляют
аэ = ]Ла24-Зт2.	(VIII. 34)
Примеры расчета боковой рамы, как и других частей вагона, содержатся в учебном пособии [77]. Более детальная оценка напряжений в зонах концентрации, в частности в углу буксового проема, изложена в работе [78], а способы повышения прочности этого места — в статье [67, с. 4—19].
VIII.9. Расчет литой боковой рамы двухосной тележки с применением вычислительных машин
• Для совершенствования конструкции частей вагона, в том числе таких ответственных, сложных по формуле и многообразию режимов загружения, как рамы тележек, необходимо при проектировании пользоваться возможно более точными методами, отказываясь от упрощающих допущений, существенно влияющих на результаты расчета.
Чтобы найти оптимальное решение, приходится рассчитывать много вариантов конструкций, что вызывает большие затраты труда проектировщиков. Поэтому в последнее время расчеты выполняют с использованием электронных цифровых вычислительных машин (ЦВМ), уменьшающих затрату ручного труда при сокращении сроков и улучшении качества проектирования.
Рассмотрим расчет литой боковой рамы двухосной тележки грузового вагона с применением ЦВМ. При таком расчете рам рассматриваемого типа нет надобности в расчленении нагрузок на вертикальные и горизонтальные, а также на симметричные и антисимметричные схемы загружений. Такое расчленение, как известно, выполняется для облегчения решения систем канонических уравнений, что весьма существенно при расчете вручную. Применение вычислительных машин позволяет легко и быстро решать системы линейных уравнений с большим числом неизвестных.
Исследования показывают, что расчет рам тележек, как и многих других сложных узлов вагона, целесообразно осуществлять с применением матричной формы метода сил [87, с. 66—88, 263—268, 310—314, 346—3531. Алгоритм расчета сводится к последовательным алгебраическим операциям над матрицами, которые весьма эффективно программируются для ЦВМ, снабженных стандартными подпрограммами для выполнения отдельных операций.
В рассматриваемом расчете рамы вся информация о геометрических параметрах расчетной схемы, внешних нагрузках и внутренних силовых факторах представляется в виде матриц, вводимых в машину. Используя такую информацию, вычислительная машина по заданной программе, составленной в соответствии с принятым алгоритмом, выполняет необходимые расчеты. 204
Для получения необходимой информации так же, как в рассмотренном выше способе расчета боковой рамы без использования ЦВМ, выбирается расчетная схема и основная система метода сил.
Расчетная схема для вертикальных нагрузок, не вызывающих кручения стержней рамы, как указано выше, образуется линиями, проходящими через центры тяжести сечений. Поскольку горизонтальные нагрузки вызывают деформации кручения в стержнях рамы, расчетную схему образуют линиями, проведенными через центры изгиба сечений.
Используя преимущество машинного расчета без расчленения схем загружения и облегчая задачу расчетчика при подготовке исходных данных, примем расчетную схему для вертикальных и горизонтальных нагрузок. Эту схему образуем линиями, проходящими через центры тяжести поперечных сечений стержней. Приближенный расчет на стесненное кручение выполняется дополнительно, как, например, показано в п. VIII.8.
Поскольку расчет ведется одновременно на все виды нагрузок, в том числе и несимметричные относительно поперечной вертикальной плоскости, проходящей через середину боковой рамы, расчетная схема представляет не половину рамы, как при расчете на вертикальные симметричные нагрузки, а всю раму.
При такой расчетной схеме отпадают принятые в п. VIII.8 упрощающие допущения относительно степени защемления для расчета на горизонтальные нагрузки, поскольку здесь граничные условия по концам стержней оцени-
ваются точно.
На рис. VIII.27 показана расчетная схема боковой рамы, в которой отброшены консольные части, являющиеся статически определимыми, а их действие заменено опорными реакциями и моментами. Расчет этих частей боковой рамы не представляет труда, поэтому нет надобности в использовании ЦВМ. При необходимости расчет консольных частей рамы также может быть выполнен машинным способом.
Утолщенными линиями на схеме выделены узлы. Однако принятый в п. VIII.8 учет их влияния вызывает затруднения в алгоритмизации и программировании. Для машинного расчета удобнее иная методика учета податливости узлов [77, с. 202—212]. Согласно этой методике протяженность регулярной части стержня считается увеличенной за счет узла на длину, рав-
ную 0,3 высоты поперечного сечения, а остальная часть узла принимается абсолютно жесткой. На удлиненной части стержня эпюры от силовых факторов определяются так же, как и на остальном его протяжении, а в принятых бесконечно жестких узлах не учитываются. Результаты расчетов по такой методике близки к результатам, полученным по методике К- А. Сафонцева.
На расчетной схеме (рис. VIII.27, а) показаны также сечения, в которых необходимо определять внутренние силовые факторы. Эти сечения выбираются с каждой стороны от мест приложения сосредоточенных внешних нагрузок (распределенные по длине стержня нагрузки обычно за-
Рис. VIII.27. Расчетная схема боковой рамы тележки ЦНИИ-ХЗ-О:
а — геометрическая схема; б — вертикальные нагрузки; в — горизонтальные нагрузки
205
Как следует из сравнения этой формулы с ранее принятым выражением вида (VIII. 13), коэффициенты при неизвестных образуют квадратную матрицу порядка п (для рассматриваемой боковой рамы п = 18):
Оц	Oja ...	°1п
°21	°22 •••	°211
°П1	°п2 •••	®пп
а неизвестные и грузовые члены — прямоугольные матрицы размера (п'/а). Здесь а — число одновременно рассчитываемых независимых схем нагружения (для рассматриваемой задачи а = 2). Эти схемы нагружения обусловлены желанием оценить напряженное состояние боковой рамы раздельно от действия вертикальной и горизонтальной нагрузок, а не возможностями вычислительной машины.
Если обозначить индексами виг соответственно вертикальные и горизонтальные нагрузки, то
	^1в ^1г		А1В Д1Г
	^2в ^2г		Л2в
X =		; А =	
	V у ЛтгЕ Лпг		Ajib Апг
В этих матрицах для упрощения второй индекс вместо общепринятого номера столбца заменен индексом нагрузки.
Вычисляя коэффициенты и грузовые члены без учета деформаций сдвига, можно представить их в виде матрицы
A = L^FI,TI,+LjF£Tz+UFxTiK+L^FNTN = ||Di -Д||. (VIII.36)
Здесь L1 — матрица, транспонированная к L, т. е. строки матрицы LT являются столбцами матрицы L, Lj,, Lz, L^ и Ln — матрицы внутренних сил в основной системе от единичных неизвестных, составленные из ординат единичных эпюр моментов соответственно Mv, Mz, Мх и нормальной силы Л'. Эти матрицы имеют размер (т X п), где т — число сечений рамы, в которых определяются внутренние силовые факторы. В рассматриваемой задаче т = 66.
Следовательно, в первом столбце каждой из матриц L приведены ординаты эпюр силовых факторов во всех т сечениях от неизвестного Хг — 1, во втором — от Х2 = 1 и т. д.
Если грузовые эпюры представить в виде аналогичных матриц LP&, Lfi , Lpk, LpN размера (m X а) и объединить с соответствующими матрицами L&, Lz, Lx и Nw, то получим расширенные матрицы Т₽, Т2, Тж и Tn размера [т X (п + а)]. Например, матрица Tz состоит из матрицы L2 и приписанной с обратным знаком матрицы L/>z, т. е. Т2 = II Lz = — LP^ || .
Информация о геометрических параметрах боковой рамы (длины участков, моменты инерции и площади сечений и т. п.) содержится в виде матриц податливостей элементов системы Fy, Fz, F-t и Fn- Эти матрицы для рассматриваемой задачи являются квазидиагональными с числом блоков, равным числу элементов, и размером (т X т).
207
Рис. VIII.28. Основная система для расчета на вычислительной машине
меняются сосредоточенными), резкого изменения геометрических размеров поперечных сечений и изменения направления осей стержней. Такими сечениями боковая рама разделяется на отдельные элементы, причем в пределах каждого элемента все эпюры являются линейными, а их жесткости — посто
янными.
Применительно к боковой раме тележки типа ЦНИИ-ХЗ-0 получается 66 сечений. На рис. VIII.27, а обозначены только начальные сечения элементов. Номера концов элементов (т. е. четные цифры) опущены. Элементам рамы присвоены номера начальных сечений.
На схеме показана также ориентация стержней: ось xt направлена вдоль оси i-ro элемента в сторону предыдущего элемента; оси у; и zt — главные центральные оси инерции поперечного сечения, причем ось yt направлена внутрь контура рамы, а ось а, — перпендикулярно плоскости рамы к наблюдателю; аг — угол между осями хг и xi+2 двух соседних элементов. Этот угол считается положительным, если поворот от оси к оси хг + 2 в кратчайшем направлении происходит по ходу часовой стрелки. В такой системе координат вычисляют внутренние силовые факторы и напряжения в стержнях.
На рис. VIII.27, б показаны вертикальные нагрузки, действующие на боковую раму рассматриваемой тележки. Здесь Pit Р2 и Р3 соответствуют усилиям, передаваемым элементами рессорного комплекта на нижний горизонта
тальный пояс, являются опорными реакциями, a /Wz9 — опорными мо-Р
ментами; Afz0 = I, где I — длина консольной части боковой рамы.
Горизонтальные нагрузки 7\, Т2 и Нг (рис. VIII.27,'e) и обусловленные ими реакции надрессорной балки /VH1, Ан2 и Тт из-за отброшенных консолей дополняются опорными моментами /Иг ол, Му0 и Мх0. Здесь АД 0JI == Мх0 = Hth и Му0 = Нг1, где h — высота консольной части боковой рамы.
Удобная для машинного расчета основная система изображена на рис. VIII.28. Она образована из расчетной схемы путем разрезов в сечении верхнего пояса в месте соединения с левой колонкой и в сечениях колонок в местах их примыкания к верхнему тгоясу. Для рассматриваемой пространственной нагрузки в каждом из этих трех разрезов, помимо не учитываемых здесь силовых факторов стесненного кручения, вводится по шесть неизвестных.
Например, в разрезе верхнего пояса два изгибающих момента X±—Mv и Х2 = Mz, крутящий момент Х3 = Мх, две поперечные силы Х4 = и Хъ = Qz и продольная сила Х6 = N. Аналогично обозначены неизвестные X, — Х12 и Х13 — Х18 в разрезах колонок.
Для определения этих неизвестных необходимо вычислить 171 коэффициент, 18 грузовых членов и решить систему, содержащую 18 канонических уравнений. Если расчет ведется для нескольких схем нагружения, то требуется вычислять новые грузовые члены и решать новые системы уравнений. При вычислении вручную эта задача весьма трудоемка.
Система канонических уравнений в матричной форме имеет вид
DX + А = О,
(VIII.35)
где D — матрица коэффициентов уравнений перемещений от единичных силовых факторов;
X — матрица неизвестных метода сил;
А — матрица грузовых (свободных) членов—перемещений от нагрузок.
206
вычисляются. При необходимости эти внутренние силы можно определить по известным изгибающим моментам Mz и Му, вычисленным по данной программе, или непосредственно, пользуясь иной программой.
Для определения наибольших напряжений иногда недостаточно принятых в расчете сечений, поскольку вычисленные по формулам (VIII.37) ординаты могут приходиться на сечение большей жесткости, чем соседние. Положение дополнительного расчетного сечения указывается номером элемента, на котором оно расположено, и относительной координатой
(VIII.39) ч
где It—длина рассматриваемого элемента;
lit — расстояние от начального сечения этого элемента до дополнительного расчетного.
При линейном изменении ординат силовых факторов по длине элемента, что обусловлено принятым приложением нагрузок в виде сосредоточенных сил, ордината St для любого сечения / по двум значениям S; и S/+1 на концах элемента определяется формулой
St=S?(l-Ef)+S/+1Ef.	(VIII. 40)
Имея большое количество расчетных сечений, эту задачу целесообразно также решать на ЦВМ, предусмотрев в программе соответствующую операцию линейного преобразования силовых факторов. На этом иногда заканчивается применение вычислительной машины для расчета рамы, а заключительная операция — вычисление напряжений— осуществляется вручную. Но, поскольку напряжения необходимо определять в большом количестве сечений, целесообразно и здесь использовать ЦВМ.
В исходной информации, необходимой для определения напряжений, указываются внутренние силовые факторы в начальном и конечном сечениях каждого элемента, положение и геометрические характеристики расчетного сечения, а также комбинации нагрузок, от действия которых вычисляют напряжения.
Алгоритм определения напряжений может быть увязан с рассмотренным выше алгоритмом определения внутренних силовых факторов.
Если ограничиться напряжениями, определяемыми по формулам (VIII. 17), (VIII.25) и (VIII.27), то для каждого /-го расчетного сечения, имеющего двоякосимметричную форму, обычно применяемого в рамах тележек пассажирских вагонов, необходимы моменты сопротивления Wyt, Wzt и W xt, а также площадь сечения Ft.
Из этой исходной информации о геометрических характеристиках сечений формируют диагональную матрицу
1___
Wvt
Ft
а затем вычисляют матрицу
p = S, Wf1.	(VIII.41)

Эта матрица для двух систем загружения (d =2) в общем виде может быть представлена в форме °Л4 °м тм ув ZB хв
Paf — ам г/г гг хг
(VIII .42)
Первая строка матрицы ра/ содержит напряжения в угловой точке /-го расчетного сечения соответственно от действия Му, Mz, Мх и N, обусловленных вертикальной нагрузкой, а вторая строка — горизонтальной нагрузкой.
Аналогично может быть получена матрица prt для всех г расчетных режимов.
По данным матрицы (VIII.42) определяют наибольшие нормальные и касательные напряжения, а затем эквивалентные напряжения по формуле (VIII.34).
209
Если в такой матрице показать только блоки, отличные от нуля, оставляя вместо нулей пустые места, то получим
Д1 6£/zi
где ---------податливость первого элемента, представленная в виде мно-
21 жителя, чтобы элементы матрицы fzi имели безразмерную ве-
личину;
fzi=kzi
2 1
1 2
kzi — коэффициент при блоке || % ? ||, равный .
Матрицы податливости элементов системы F?y, Fx и Fw могут быть получены из матрицы Fz путем замены коэффициентов kzt при блоках на коэффициенты соответственно
/./	F
h . =	• Ъ . — ±_
, j ’	х:.	„
ll‘yt	О
б' izt
£1 Ixi
И kNi
- ^г1
li Fi ’
Выражение (VIII.36) представляет собой матричный алгоритм вычисления коэффициентов и грузовых членов канонических уравнений метода сил.
После ввода в машину исходной информации о нагружении и геометрических параметрах боковой рамы по разработанной программе формируются матрицы, входящие в выражение (VIII.36), решается система уравнений (VIII.35), т. е. определяются неизвестные X = — D-1A, а по ним вычисляются ординаты суммарных эпюр силовых факторов в рассчитываемой статически неопределимой системе. Эти ординаты получаются в виде матриц размера (т X а):
Му— Sy-—LyX j LPyi Mz = Sz = L2X + Lpz;
= Lx X 4*
N = Sn = Ln X L/>1V.
(VII 1.37)
Формулы (VIII.37) являются обобщением формул вида (VIII. 16).
При расчете можно просто осуществить деформационную проверку, контролирующую правильность всех выполняемых машиной вычислений. В матричной форме эта проверка, отражающая отсутствие в основной системе взаимных перемещений по направлению связей, удаляемых в основной системе, имеет вид
LjFt, Sy4-LlF2Sz+ LxFxSx + LLFnSn = O. (VIII.38)
Описанный алгоритм, реализуемый на вычислительной машине по разработанной программе, приводит к необходимым результатам1.
Поскольку используемая программа составлена для расчета рам, в которых можно пренебречь деформациями сдвига, поперечные силы Qv и Qz не
1 Пример расчета боковой рамы см. [77, с. 202—212].
208
Для прямоугольного Аго сечения стержня эквивалентные напряжения во всех четырех угловых точках от всех г расчетных режимов загружения определяются матрицей
°11 °21 С31 °41
—
(VIII. 43)

Аналогично определяют напряжения во всех других расчетных сечениях боковой рамы.
Подобный алгоритм может быть распространен на боковую раму тележки грузового вагона. Однако при этом необходимо учесть, что сечения ее стержней обычно имеют одну ось симметрии. Дальнейшее совершенствование расчета может осуществляться применением метода конечных элементов.
VIII.10. Расчет надрессорной балки тележки
Рис. VIII.29. Надрессорная балка двухосной тележки грузового вагона и эпюры изгибающих моментов
Рассмотрим расчет надрессорной балки двухосной тележки грузового вагона (расчет подобных балок других видов тележек грузовых и пассажирских вагонов аналогичен).
В вертикальной плоскости на надрессорную балку действуют нагрузки (рис. VIII.29, а):
статическая Рст, определяемая формулой (VIII.1);
вертикальная динамическая Ря, вычисляемая по формуле (VIII.3); вертикальная Рб от боковых сил, определяемая формулой (VIII.4); горизонтальная Н от боковых сил, вычисляемая по формуле (VIII.5). Нагрузки Рст, Рд и Н приложены к подпятнику, а сила Рб — к одному из скользунов надрессорной балки.
Надрессорная балка рассчитывается как балка на двух опорах. Опорами в вертикальной плоскости являются рессорные комплекты.
Силы Рст и Рд уравновешиваются двумя реакциями « Рст 4- Ртг величиной ~~—- каждая, а силы Рб — реактивной парой
Рт = Рб-±—^-, (VIII.44) Zt? J
где Ь] и &v — расстояния, показанные на рис. VIII.13, а.
Здесь принято, что силы Рст и Рд приложены к центру подпятника. При наклоне кузова они смещаются к краю подпятника.
Сила Н уравновешивается двумя горизонтальными реакциями . Однако эта сила может не учитываться в расчете прочности надрессорной балки, так как вызываемые ею растягивающие— сжимающие напряжения малы из-за большой площади поперечного сечения балки, а обус-
210
ловленные ею изгибающие моменты невелики вследствие малых расстояний от линии действия силы до нейтральной оси балки.
Расчетными сечениями надрессорной балки являются сечения: I — по середине балки, II—по краю подпятника и V—по скользуну, а при наличии отверстий для крепления литейных стержней —также сечения III и IV по краю этих отверстий.
Изгибающий момент в I сечении
Мг1 = (Рст + ^д) bl +PTt>l — Рб (bl —by).
Подставляя значение Рг согласно формуле (VIII.44), получим
Mzi = -1- (Рст + PJfei-'-P6(bi-by), (VIII.45)
показывающее, что учет сил Рб ведет к уменьшению изгибающего момента в среднем сечении надрессорной балки. Поскольку силы Рб не всегда действуют на балку, их не следует учитывать для среднего сечения. Для остальных расчетных сечений учет сил Рб ведет к увеличению изгибающих моментов.
Кроме рассмотренных нагрузок, надрессорная балка испытывает вертикальное нагружение от сил инерции, возникающих при торможении. Величина такого нагружения определяется формулой (VIII.7).
В горизонтальной плоскости на надрессорную балку действует сила инерции Тп, а в тележке без поперечной связи—также и нагрузка Ут, определяемая формулой (VIII.6). Места приложения этих нагрузок показаны на рис. VIII.29, б.
Сила Уп уравновешивается двумя реакциями величиной каждая, а нагрузка Ут — силами МН1 и Мн2 на левом конце и NS1 и Мв2 на правом конце надрессорной балки. Величины сил МН1 и Мн2 вычисляются по формулам (VIII. 19), а сил МВ1 и Мв2—по тем же формулам при замене на Н2 (см. рис. VIII.17 и VIII. 21).
Момент от действия сил МН1 и Мн2 с учетом их значения по формулам (VIII. 19) составляет
ML = NK11б + Мн2 /б = #1 /т+/б- /б +	/т~ 1- 1С =	/т,
11	til U 1	1 IzL U	q»	U •	q«	V	Л- 1 '
а от сил МВ1 и Мв2 равен 714В = Д,/т.
Для сечения V наибольший изгибающий момент возникает при совместном действии сил Тп и а для остальных сечений—только от одной силы Уп.
На рис. VIII.29, в и г показаны эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Вычисление ординат этих моментов не представляет труда.
Наибольшие напряжения в надрессорной балке составляют: нормальные
(VIII.46)
_	Wz Wv
касательные
Q^Sv_	(VIII.47)
Дб M	1
где Mz и 7ИЙ — изгибающие моменты в рассматриваемом сечении балки;
IFZ и Wy — моменты сопротивления сечения относительно главных центральных осей инерции z и у\
Qy и Qz — поперечные силы соответственно от вертикальных и горизонтальных сил;
Sz и Sy — статические моменты части сечения относительно главных центральных осей инерции;
/г и 1У — главные центральные моменты инерции сечения;
6 — толщина стенки сечения.
211
Более подробно о расчете частей трехосных тележек изложено в учебнике [8, с. 216—218] и учебном пособии [77, с. 220—226].
В четырехосной тележке, составленной из двух двухосных тележек, нагрузка от кузова передается соединительной балкой. Такая балка (рис. VIII.30) воспринимает нагрузки, подобные показанным на рис. VIII.29, и рассчитывается как балка, свободно опирающаяся по концам. Методика и пример расчета соединительной балки изложены в учебном пособии [77, с. 227—229]. Проводятся исследования по дальнейшему совершенствованию этой сложной по форме ответственной части тележки [25, с. 94—ПО].
Нормами расчета на прочность вагонов железных дорог СССР предусматриваются,помимо расчета на невыгодное сочетание эксплуатационных нагрузок, дополнительные проверки рам, надрессорных, распределительных и соединительных балок, а так же других элементов тележек грузовых и пассажирских вагонов на следующие силы:
оспой тележки и ее сечения
213
В бессвязевой тележке направляющие заплечики надрессорной балки проверяют на срез и изгиб по наибольшему усилию NH1, приложенному к ним.
Надрессорные балки подвергаются также скручивающим усилиям, которые для некоторых конструкций тележек имеют существенное значение [8, с. 216].
VIII.11. Особенности расчета частей трех- и четырехосных тележек грузовых вагонов
В трехосных тележках с четырьмя попарно сочлененными боковыми рамами эти рамы несимметричны относительно вертикальной поперечной плоскости, проходящей через их середину. Вследствие этого боковая рама трехосной тележки имеет большую степень статической неопределимости, чем рама двухосной тележки. Кроме того, не только горизонтальные силы и усилия в подвесках башмаков, но и вертикальные нагрузки скручивают боковую раму такой тележки.
Балансир, опирающийся на буксу средней колесной пары трехосной тележки, при расчете на вертикальную нагрузку является дважды, а при расчете на горизонтальные продольные нагрузки трижды статически неопределимым. Криволинейные участки балансира рассчитываются как брусья большой кривизны. Поскольку вертикальная нагрузка приложена эксцентрично по отношению к расчетной плоскости балансира, его рассчитывают и на кручение.
К центральной балке, имеющей Н-образную форму и опирающейся на надрессорные (при центральном рессорном подвешивании) или поперечные (при буксовом рессорном подвешивании) балки, приложены нагрузки, аналогичные рассмотренным выше при расчете надрессорной балки двухосной тележки. Эта балка является статически определимой и ее расчет не требует пояснений. Среднее сечение поперечного элемента такой балки при расчете на вертикальные нагрузки может рассматриваться в качестве рамы, дважды статически неопределимой, расчет которой выполняется методом сил строительной механики.
К надрессорной (или поперечной) балке трехосной тележки в отличие от рассмотренной выше надрессорной балки двухосной тележки нагрузка от кузова вагона приложена не в середине пролета, а вблизи опорных мест. В результате этого уменьшаются изгибающие моменты, что позволяет снизить массу этих балок по сравнению с массой подобных балок двухосных тележек.
Рис. VIII.30. Соединительная балка четырех
212
а)	одновременное действие статической нагрузки Рст, умноженной на (1 + £д); дополнительной вертикальной силы Рп, приложенной к подпятнику тележки (или к скользунам, если кузов опирается на них) и вычисляемой по формуле
=	(VIII. 48)
2/ Рбр
горизонтальной поперечной силы, приложенной на уровне плоскости рамы:
=	(VIII.49}
\ £	/ К
а также горизонтальной продольной силы инерции Тп массы тележки, соответствующей ускорению 3 g;
б)	одновременное действие статической Рст и наибольшей вертикальной динамической Рд нагрузок, а также горизонтальной боковой силы, равной 0,5 статической.
Суммарные напряжения в элементах тележек при этих дополнительных расчетах не должны превосходить допускаемых для первого расчетного режима (см. главу IV).
Здесь обозначено:
Рст — статическая нагрузка, определяемая формулой (VIII. 1);
ka — коэффициент вертикальной динамики, вычисляемый для тележек пассажирских вагонов по формуле (IV.3) при v = 14 м/с, а для грузовых принимаемый равным нулю;
Т — продольная расчетная сила, принимаемая для тележек пассажирских вагонов 1,5 МН, для грузовых 2,5 МН;
ha — расстояние от центра массы загруженного кузова вагона до продольной оси автосцепки;
2/ — база вагона;
Ркз — вес брутто кузова;
Рбр — вес брутто вагона;
т)ц — коэффициент,' учитывающий центробежную силу (для тележек пассажирских вагонов тщ = 0,1, для грузовых его принимают равным нулю);
тт — число колесных пар в тележке;
Ркб — вес колесной пары с буксами и другими деталями, укрепленными на ней;. 2£од — общая длина вагона по осям сцепления автосцепок;
R — наименьший радиус кривой магистральной линии (при отсутствии указаний в технических требованиях на проектирование вагона принимается равным 250 м):
Рд — вертикальная динамическая нагрузка, определяемая по формуле (VIII.3) при наибольшей расчетной скорости движения.
VIII.12. Расчет рам тележек пассажирских вагонов
Боковые и поперечные балки рамы тележек пассажирских вагонов обычно расположены не в одной плоскости и поэтому образуют пространственную стержневую систему. Эта система, имеющая жесткие узлы, как
правило, симметрична относительно двух вертикальных плоскостей, делящих
пополам длину боковых и средних поперечных балок.
Если горизонтальные плоскости, в которых лежат оси боковых и поперечных балок рамы, смещены одна относительно другой на сравнительно небольшую величину, то расчетную схему рамы часто принимают плоской, располагая осевые линии поперечных балок в плоскости боковых.
На рис. VIII.31 изображена схема рамы тележек типов КВЗ-ЦНИИ и КВЗ-5, а на рис. VIII.32, а — ее плоская расчетная схема, используемая обычно для расчета на все нагруз-
Рис. VIII.31. Схема рамы тележки (тонкими линиями показана расчетная плоскость рамы)
ки, кроме нагрузок, возникающих при торможении.
В расчетной схеме продольные балки рамы, к которым крепятся детали рычажной передачи (иногда называемые тормозными), не учитываются ввиду их малой жесткости по сравнению с жесткостью боковых балок. Для расчета рамы на усилия, возникающие при тормо-
214
Рис. VIII.32. Расчетные схемы рам:
<z — расчетная статически неопределимая схема (заданная система); б — основная система с выбранными неизвестными; в—з — единичные эпюры изгибающих (заштрихованы) и ординаты эпюр крутящих моментов
жении, тормозные балки учитывают, считая их шарнирно соединенными с основными балками.
Показанная на рис. VIII.32, а расчетная схема1 имеет один замкнутый контур и поэтому в общем случае загружения 6 раз (если не учитывать силовых факторов стесненного кручения) статически неопределима. Целесообразная основная система метода сил (рис. VIII.32, б) получается путем разреза средней поперечной балки по оси симметрии, присоединения к сечениям в разрезе абсолютно жестких консолей, оканчивающихся в у п р у-гом центре (в данном случае упругий центр находится на пересечении осей симметрии), и переноса лишних неизвестных в упругий центр 187, с. 301—304].
При таком выборе основной системы получается система канонических уравнений с полностью разделенными неизвестными, а все побочные единичные перемещения (i ]) обращаются в нуль. Последнее очевидно из
1 Здесь и в последующем для упрощения чертежа показанные на рис. VIII.32, а шпинтоны и концевые поперечные балки не включаются в расчетные схемы в тех случаях, когда через эти элементы не передаются внешние силы.
215
Так как для рассматриваемой расчетной схемы рамы (см. рис. VIII.32,а) при выбранной основной системе (см. рис. VIII.32, б) независимо от характера нагрузки каждое неизвестное определяется отдельно по выражению (VIII.50), то нет необходимости группировать внешние силы по признакам симметрии, как в более сложных расчетных схемах. Внешние силы группируют в этом случае исходя из задач расчета. Обычно целесообразно выделять статическую нагрузку и группировать одновременно действующие динамические нагрузки. Ввиду особенности определения вертикальной кососимметричной нагрузки ее обычно выделяют в отдельную группу.
На рис. VIII.33, а — е изображены эпюры изгибающих моментов от некоторых групп внешних нагрузок. При этом эпюры моментов от вертикальной статической нагрузки (см. рис. VIII. 33, а) и от горизонтальной кососимметричной (см. рис. VIII.33, д) являются окончательными в заданной системе (внутренние усилия от этих нагрузок статически определимы).
Для построения эпюры от горизонтальной кососимметричной нагрузки предварительно определяют поперечные силы Qa и Q6 в симметричных сечениях из условий равновесия любой четверти рамы (рис. VIII.34).
Эпюры моментов от заданных нагрузок (см. рис. VIII.33, б, в, г, ё) построены в основной системе и необходимы для определения числителя выражения (VIII. 50).
Заданная схема рамы тележки для расчета на действие тормозных нагрузок (рис. VIII.35) 10 раз статически неопределима, если не учитывать силовых факторов стесненного кручения. При выборе основной системы по схеме рис. VIII.36 единичные эпюры от первых шести неизвестных совпадают с эпюрами рис. VIII.32; единичные эпюры от действия сил Х7 — Х10 показаны на рис. VIII.37.
Из сопоставления эпюр (см. рис. VIII. 32 и VIII.37) следует, что система канонических уравнений разделится на три пары уравнений с двумя неизвестными и четыре уравнения с одним неизвестным каждое:
6ifXi+6fJ-X/+AiP = O; 1	(VIII 55)
+6wX/ + AJP = 0 J
(i = 1, 2, 3; j = i + 6);
6fiX, + AiP = 0;	(VIII.56)
(i = 4, 5, 6, 10).
В уравнениях (VIII.55) и уравнении (VIII.56) (при i^= 10) коэффициенты и грузовые члены вычисляются с учетом деформаций изгиба и растяжения — сжатия. Иногда для упрощения расчета распределением продольных усилий в тормозных балках задаются приближенно.Тогда необходимость в определении усилий Х7, Х8, Х8 и Х1о отпадает, неизвестные Х1; ..., Хв вычисляют из выражения (VIII.50), используя расчетную схему по рис. VIII.32, а.
При вычислении кососимметричной жесткости рамы, необходимой для определения кососимметричной нагрузки Рк по формуле (VIII. 11), предварительно находят перемещение Р , которое согласно формуле (VIII.54) составляет
г 1	1	\
6р р ——!—S |	f M2dx-]-a	С ТИк dx	]	,	(VI 11.57)
к к El z0 \	J	J	/
'	о	о
где М и Мк — соответственно изгибающие и крутящие моменты в заданной статически неопределимой системе от нагрузки Р,. — 1.
Интегрирование в этой формуле ведется по одной четверти рамы. Мо-
менты М и 7ИК находят по формулам:
М = Л45Хв + Л4сХ6 + Л4рк, Л11! = Л11!5Х5 + Л11!6Хс4-Л41;Рк.
(VIII.58)
217
рассмотрения единичных эпюр* 1 (рис. VIII.32, в — з). Здесь заштрихованы эпюры изгибающих моментов, а эпюры крутящих моментов на этих рисунках не построены ввиду постоянства их ординат по длине стержня; величина крутящего момента указана около каждого стержня, например Мк =1 (см. рис. VIII.32, е). Знак момента принят положительным, если при взгляде на сечение внутренний крутящий момент виден действующим по ходу часовой стрелки.
Таким образом, для определения неизвестных получаем шесть выражений следующего вида:
Xf = — 4^-, i = l, 2, ..., 6.	(VIII.50)
Грузовые члены ЛгР и единичные коэффициенты при расчете по схемам (см. рис. VIII.32, в, г, д) для г = 1, 2, 3 вычисляются соответственно по формулам:
EIyObiP = ^MtMpdx-,	(VI11.51)
0
I
= Mt dx,	(VI11.52)
о
а при расчете по схемам (см. рис. VIII.32, е, ж, з) для i = 4, 5, 6 — по формулам;
(г	i	\
Mt Mpdx-j-aK MKi Мкр dx j;	(VIII.53)
о	о	/
Elzo Sji —
(VI11.54)
Elyg и EIz0
В формулах (VIII.51)—(VIII.54):
Мц и Мр — изгибающие моменты в основной системе соответственно от Xt — 1 и заданной нагрузки;
MKi и 714кР — крутящие моменты там же соответственно от А'; = 1 и заданной нагрузки;
—	основные жесткости на изгиб соответственно относительно оси у, перпендикулярной расчетной плоскости рамы, и оси z, лежащей в расчетной плоскости;
—	в формулах (VIII.51) и (VIII.52);
z
И
Ely и EIZ
—	в формулах (VIII.53) и (VIII.54);
G/K
—	жесткости соответствующих участков стержней на изгиб относительно осей у и z;
—	жесткость участков стержней на кручение.
Среди неизвестных, действующих в плоскости расчетной схемы, отсутствуют кососимметричные, а среди неизвестных, перпендикулярных этой плоскости, — симметричные внутренние усилия относительно двух осей симметрии. Эти усилия статически определимы и имеют отличные от нуля значения для горизонтальных кососимметричных и вертикальных симмет- . ричных относительно двух осей составляющих нагрузок.
1 Так как эпюры (см. рис. VIII.32, в — д и рис. VIII, 32, е — з) расположены в разных плоскостях, то перемещения б7у = 67-г = 0 (г = 1, 2, 3; /=4, 5, 6); поскольку неизвестные Х2 и Х3 расположены в упругом центре, то бг-7 = б7; = 0 при i / (i — 1, 2, 3; j = 1, 2, 3); так как каждая из эпюр от Х4, Х6 и Х6 имеет противоположный характер симметрии хотя бы относительно одной из осей, то б,,- = б.-, = 0 при.
i =f=. j (i = 4, 5, 6; j = 4, 5, 6).
216
Рис. VIII.33. Эпюры изгибающих и крутящих моментов:
с — от вертикальной симметричной нагрузки, окончательной в заданной системе: б — от вертикальных нагрузок, обусловленных действием боковых сил; в — от горизонтальной нагрузки и сил, возникающих при вписывании в кривую, изгибающих в вертикальной плоскости и крутящих момент тов; г —то же от изгибающих моментов в горизонтальной плоскости; д — от горизонтальной кососимметричной относительно двух осей составляющей нагрузки, окончательной в заданной системе: е — от вертикальной кососимметричной нагрузки. Здесь 12=1т (см. рис. VIII.32, а}
Рис. VI 11.34. Расчетная схема, разделенная на четверти, находящиеся под действием горизонтальной кососимметричной нагрузки и поперечных сил
Рис. VI 11.35. Заданная статически неопределимая система рамы с учетом тормозных балок
Рис. VIII.36. Основная система расчетной схемы рамы
218
Рис. VI11.37. Единичные эпюры моментов: а — от Х?в1; б — от Х8=1; в — от Х9=1; г — от Хю=1
При определении неизвестных Х& и Х6 и вычислениях по формулам (VIII.57) используют эпюры (см. рис. VIII.32, ж, з и VIII.33, е).
После определения 6ркрк кососимметричную жесткость вычисляют по
формуле
Расчетная схема рам тележек с концевыми поперечными балками, связывающими боковые балки (например, бесчелюстной тележки), представляет собой стержневую систему из трех замкнутых бесшарнирных контуров (рис. VIII.38). Такие системы при пространственном загружении 18 раз статически неопределимы, поэтому их расчет более трудоемкий [77, с. 202— 212 и 238—246], чем расчет рам с одним замкнутым контуром.
После определения неизвестных Хг вычисляют характерные ординаты эпюр внутренних усилий по формулам вида (VIII.16), строят эти эпюры и затем на основе их анализа вычисляют напряжения в опасных сечениях.
Расчет рамы тележки по приближенным плоским схемам (см. рис. VIII.32, а и VIII.35), приводящий к решению уравнений с одним-двумя неизвестными, особенно в случаях немногократного варьирования нагрузок и геометрических параметров стержней, производить на ЦВМ не всегда целесообразно, так как трудоемкость состав
ления и отладки программы для машины не меньше трудоемкости непосредственного расчета с использованием малых средств вычислительной техники.
Как отмечалось выше, при применении ЦВМ можно отказаться от ряда упрощений в расчетной схеме конструкции, обусловленных необходимостью облегчения вычислительного процесса вручную, а также рассчитать много вариантов конструкций сложной формы. Например, без принятых выше упрощений рама тележки (см. рис. VIII.31) представляет собой пространственную стержневую систему 30 раз статически неопределимую (пять замкнутых бесшарнирных контуров). Исходя из существующей конструкции число участков, на которые надо разбить расчетную схему для вычисления коэффициентов и грузовых членов канонических уравнений метода сил, составляет 52 (это число обусловлено характером приложения нагрузки, изменения
жесткости стержней, числом точек перелома в расчетной схеме). Для расчета рамы тележки по этой схеме может быть использован матричный алгоритм, описанный в п. VIII.8.
Имеются программы для реализации такого алгоритма, например, на машине БЭСМ-4. При этом вручную составляется матрица, отражающая геометрические размеры, направление и жесткости поперечных сечений элементов расчетной схемы, и матрицы, содержащие данные о внешних нагрузках. После введения в ЦВМ указан-
Рис. VIII.38. Расчетная схема рамы тележки с концевыми поперечными балками, связывающими боковые балки
219
Рис. VIII.40. Схема люлечного подвешивания
При этом полагаем, что углы отклонения всех люлечных подвесок одинаковые и равны ф.
Подставляя в формулу (VIII.60) значения Нг и Н2, получим
РиЗ
A/r = -y- [tg (ф-f-cc)-[-tg (ф—сс)]-]-Рб [tg(ip + a.) — tg(ip — се)]-
Учитывая значения тангенса суммы и разности углов, после преобразования имеем
н  Ркз tg Ф (1 + tg2 и)+2Рб tp, а (1 + tg2 Ф) (1 —tgiptgcc) (l-j-tgiptga)
(VIII.61)
Для малых значений, которые имеют углы а и ф, можно принять 1 + tg2 а ~ 1 + tg2 ф ~ 1 + tg a tg ф и tg ф = sin ф.
Из рис. VIII.40, б следует:
= 1 [sin (фф-сс)—since] и г/2 = /[81п(ф—со)-[-sin со].
Полагая, что боковое перемещение люльки у равно полусумме горизонтальных проекций У1 и у2 смещений шарниров, получим
2
[sin (ф-|-се) ф-sin (ф—cz)J =1 sin фсоБ а,
(VIII.62)
откуда
sin ф =------:---
z cos се
1§ф.
Поэтому формула (VIII.61) приобретает вид
н _	+2Р°18 °	Р,, ,+2Р, , sin « .
г	-	I cos а,—у tg а
1— —~ tg« I cos а
Учитывая формулу (VIII.59) и полагая в ней Дц ф- Дв — Иг, получим
Дг =
РкзУ + Нг— 'since _____________________ I cos а— у tg а
____________________________ h
/coscc — ytgee—-7— I sin a
откуда
221
Рис. VIII.39. Основная система (вариант)
ных матриц и некоторых чисел — характеристик рассчитываемой конструкции, т. е. исходной информации о конструкции и нагрузке, по запрограммированным командам производится весь процесс расчета, начиная с формирования матриц, преобразования неизвестных и нагрузки во внутренние усилия и матрицы податливости системы, вплоть до определения внутренних усилий и напряжений в раме.
Составление столь обширной программы расчета рамы тележки на ЦВМ особенно целесообразно тогда, когда ведется разработка новых конструкций и выбирается оптимальный вариант.
В более простом случае однократного расчета можно составить матрицы преобразования неизвестных во внутренние усилия (Ьж, Ly ...), векторы внутренних сил от за-
данной нагрузки (Ьрж, Lpy ...), матрицы податливости системы (F~, F;/ ...), используя малые вычислительные средства, и затем после введения в ЦВМ этих матриц по стандартным подпрограммам произвести решение задачи. В последнем случае для сокращения подготовительных вычислений можно использовать симметрию системы относитель
но продольной и поперечной вертикальных плоскостей и группировку неизвестных,
что позволит расчленить канонические уравнения метода сил на четыре независимые группы: две группы по семь уравнений с семью неизвестными, соответственно симметричными и кососимметричными относительно обеих осей симметрии, и две группы по восемь уравнений с восемью неизвестными, соответственно симметричными относительно продольной плоскости и кососимметричными относительно поперечной и, наоборот, симметричными относительно поперечной плоскости и кососимметричными относительно продольной. При использовании симметрии число строк так же, как и столбцов в матрицах преобразования (Ьж, Lj,...) и в матрицах податливости (Fx, Fj,...), уменьшится в 4 раза, что важно, в частности, и при расчетах на ЦВМ с относительно малым объемом запоминающих устройств. Возможный вариант основной системы для расчета показан на рис. VIII.39.
VIII.13. Расчет деталей люльки
Под действием боковых сил Яц и дополнительная вертикальная нагрузка шарниров люлек одной стороны вагона и соответствующая разгрузка шарниров другой стороны составляет (рис. VIII.40, а)
р  Нц Йц~рЯВ Йд  (Й/ц -pF/в) Й 2йд	2йл
(VII 1.59)
где	Яц — центробежная сила кузова вагона;
Нв — давление ветра на кузов вагона;
/гц, hB и h — соответственно вертикальные расстояния от сил Нп, Нъ и их равнодействующей Яц + Яв до продольной оси подрессорной балки, проходящей через нижние шарниры люльки;
26л — расстояние между нижними шарнирами люльки.
На рис. VIII.40, б штриховыми линиями показано положение люлеч-ных подвесок и подрессорной балки при отсутствии боковых сил, сплошными при наличии этих сил.
р .	р г
Разложив вертикальные нагрузки + Рс и ~ — Рс, действующие на шарниры люлек (Ркз — вес кузова, надрессорных балок и рессор люльки), на соответствующие горизонтальные составляющие Н± и Н2 и на составляющие Sj и S2, направленные вдоль люлечных подвесок, получим возвращающее усилие отклоненной люльки
=	(VIII. 60)
где Нг = ^22- + Рб) tg(фЦ-а) и	---P^tg(i|;—к).
220
a — 6°40' и поперечным перемещением надрессорной балки 42 мм в каждую сторону) сила Н2 направлена в сторону, противоположную направлению силы Нъ допустимо принять И2 = = 0 и Нг = Н.
Тогда наибольшее усилие, растягивающее одну люлечную подвеску (см. рис. VIII.40, б), составляет
Рис. VIII.41. Расчетная схема и основная система проушины люлечной подвески
(VI 11.69)
где Р — вертикальная нагрузка на нижние шарниры люлечных подвесок; Р = Рст (1 ф- &д);
Рст — статическая нагрузка на все нижние шарниры подвесок;
Рб и Нт — имеют прежние значения, т. е. определяются по формулам (VIII.59) и (VIII.63).
Напряжения в средней части подвесок, имеющей площадь поперечного сечения Рс» составляют
Утг
О =	(VI 11.70)
Fc
а в проушинах вычисляются по формулам для расчета бруса большой кривизны. Для этого требуется предварительно определить значения изгибающих моментов и нормальных сил в любом сечении Б — Б (рис. VIII.41, а), расположенном под углом <р к сечению А — А.
Рассматриваемая проушина является статически неопределимой конструкцией; Расчетная схема проушины образуется линией, описанной радиусом г нейтрального слоя. Введя разрез по оси симметрии А—А и учитывая, что в этом сечении при симметричном загружении проушины поперечные силы равны нулю, получим основную систему половины проушины, показанную на рис. VIII.41, б. Неизвестными здесь являются изгибающий момент Х± и нормальная сила Х2.
Коэффициенты и грузовые члены системы канонических уравнений метода сил, используемой для определения Хг и Х2, представляют собой перемещения, обусловленные изгибающими моментами, нормальными и поперечными силами. Для их вычисления строят эпюры от единичных силовых факторов и внешней нагрузки, равной
"	у,
для одной половины проушины ~2~. При этом используют формулы для перемножения подобных эпюр [8, с. 229].
Если при вычислении коэффициентов и грузовых членов учитываются только деформации изгиба, то Хг и Х2 составляют:
СС1 (1 —cos oCi+sin2 ajJ-j-sin аг (3 cos аг— 1) 2а2 +«! sin 2аг—4 sin2
/,	«i .	\
sin 11 —cos ax— — sin a21
:2=2.ул-------------------------------— •
2af 4-cCx sin 2ax— 4 sin2
(VIII .71)
Изгибающий момент и нормальная сила в любом сечении проушины:
= Xj 4-Х2 г (1 —cos <р)—r sintp;
Nq = Х2 cos <р -|- sin ф.
(VI 11.72)
223
Пренебрегая малой величиной у tgcc по сравнению с другими членами знаменателя, получим
tir =---------,	(VI11.63)
I , h \
I cos ос 1 — —-—- tg а
\ Ьл	)
откуда { h	\
Нт I cos а I 1 ——— tg а
у =---------•	(VI11.64)
*кз
Из формул (VIII.63) и (VIII.64) следует, что возвращающая сила Н. увеличивается, а боковое смещение у люльки уменьшается с увеличением угла а наклона люлечных подвесок, особенно с уменьшением их длины I. Если угол наклона выбран так, что оси люлечных подвесок пересекаются в точке приложения равнодействующей боковых сил, т. е. tg а = у, то у = 0 и, следовательно, люлька не выполняет своей роли. Если угол а еще больше, чем в рассмотренном случае, т. е. т- tg а> 1, то люлька имеет отрицательное смещение, т. е. отклоняется в сторону, противоположную направлению боковых сил HVt и /7В, и кузов теряет устойчивость.
При выводе формул (VIII.63) и (VIII.64) не учитывалось поперечное смещение центра тяжести кузова, обусловленное его наклоном под действием боковых сил и вызывающее перераспределение вертикальных нагрузок между рессорами, так как это перераспределение не очень существенно для расчета на прочность деталей люльки.
Обозначим
_________ h \ I cos all —---tg a I
\ bn J
Тогда формула (VIII.63) получит вид
Hr = сяу.	(VI11.65)
Величину сл назовем жесткостью люльки. Она необходима для определения общей горизонтальной жесткости рессорного подвешивания тележки.
Для тележки двойного рессорного подвешивания, имеющей люльку, общую горизонтальную жесткость определяют по формуле (VII.22), полагая в ней = сп, с2 = 2 с1г и с3 = 4 cgr, где с1г и сдг — жесткость в горизонтальном направлении соответственно одного комплекта упругих элементов центрального подвешивания и упругих элементов, расположенных у одной буксы буксового подвешивания.
Тогда согласно формуле (VII.22) общая горизонтальная жесткость рассматриваемой тележки составляет
4Сд Clr cgr
сг —	, о , .	•	(VIII.66)
С Л С1Г ~г2Сд Сбг Т 4С1Г Сбг
Для вертикальных люлечных подвесок (а = 0) формулы (VIII.63) и (VIII.64) существенно упрощаются, принимая вид:
/уг = Ра£.	(VIII.67)
У =	(VI 11.68)
Г КЗ
Определим усилие, действующее на люлечную подвеску. Поскольку сила Н2 мала по сравнению с силой Нъ (см. рис. VIII.40, б), а в некоторых конструкциях тележек (например, в цельнометаллических вагонах длиной 23,6 м, имеющих люлечные подвески длиной I = 458 мм с углом наклона 222
Наибольшие нормальные напряжения во внутренних и наружных волокнах проушины определяют по формулам:
А ^пр
°i - ~---------— ; оа =
гпр	I пр
(VI11.73)
^пр
где, кроме ранее обозначенных и показанных на рис. VIII.41 величин:
Апр — площадь приведенного сечения; Fnp = Fr-1;
/пр — момент инерции приведенного сечения; /пр = Sr = Fer;
е ' расстояние от нейтрального слоя до центра тяжести сечения.
Наибольшие напряжения возникают в сечении А —А, в месте заделки и в сечении, определяемом углом tg	.
Остальные детали люльки являются статически определимыми конструкциями; их расчет изложен в учебнике 18, с. 2301.
VIII. 14. Оценка усталостной прочности рам, надрессорных балок и других частей тележек
В рассмотренных в данной главе расчетах частей тележек принимались невыгодные возможные сочетания нагрузок, которые при этом считались действующими статически; переменный характер и ударное действие нагрузок учитывались при выборе допускаемых напряжений. Такой метод расчета не исключает возможности создания конструкций с завышенными или недостаточными запасами прочности. Поэтому для частей тележек, воспринимающих при эксплуатации переменные нагрузки, необходима оценка усталостной прочности.
Для решения такой задачи следует установить:
величину и частоту повторения сил или вызванных ими напряжений в рассматриваемой части тележки;
предел выносливости (усталости) данной части;
запас усталостной прочности этой части и допустимую его величину.
Величина и повторяемость сил и обусловленных ими напряжений определяются при динамических испытаниях тележек. Из всей совокупности зафиксированных при испытаниях напряжений обычно учитывают лишь перегрузочные напряжения, т. е. превышающие предел выносливости сш1л рассматриваемой части вагона, так как меньшие напряжения, являясь как бы тренировкой этой части, повышают ее предел выносливости. Однако в последнее время многие исследователи считают повреждающими напряжения величиной, начиная с (0,64-0,7) о_1д или еще меньше. В запас прочности влияние пауз в действии перегрузочных напряжений, характерное для условий эксплуатации вагонов, не учитывается, поскольку они увеличивают число циклов до разрешения. Высокочастотные напряжения с амплитудами не более 0,1—0,2 амплитуд динамических напряжений основного тона отдельно не выделяются, так как они согласно исследованиям Института машиноведения и сельскохозяйственной механики АН УССР не влияют на усталостную прочность детали.
/'Величину предела выносливости исследуемой части тележки следует устанавливать на основе испытаний натурных образцов на выносливость. Хотя испытания лабораторных образцов менее трудоемки и продолжительны, чем натурных деталей, однако определение предела выносливости детали на основе полученных при таких испытаниях результатов не отличается необходимой точностью из-за приближенного значения масштабных факторов, эффективных коэффициентов концентрации и других необходимых для пересчета параметров.
224
Aip Cip
Наибольшие нормальные напряжения во внутренних и наружных волокнах проушины определяют по формулам:
(VIII.73)
Alp Inp J Г
где, кроме ранее обозначенных и показанных на рис. VIII.41 величин:
FnP — площадь приведенного сечения; Fnp =
/пр — момент инерции приведенного сечения; /пр = Sr = Fer\ е — расстояние от нейтрального слоя до центра тяжести сечения.
Наибольшие напряжения возникают в сечении А — А, в месте заделки , Ул и в сечении, определяемом углом tg <р =	.
Остальные детали люльки являются статически определимыми конструкциями; их расчет изложен в учебнике [8, с. 230].
VIII.14. Оценка усталостной прочности рам, надрессорных балок и других частей тележек
В рассмотренных в данной главе расчетах частей тележек принимались невыгодные возможные сочетания нагрузок, которые при этом считались действующими статически; переменный характер и ударное действие нагрузок учитывались при выборе допускаемых напряжений. Такой метод расчета не исключает возможности создания конструкций с завышенными или недостаточными запасами прочности. Поэтому для частей тележек, воспринимающих при эксплуатации переменные нагрузки, необходима оценка усталостной прочности.
Для решения такой задачи следует установить:
величину и частоту повторения сил или вызванных ими напряжений в рассматриваемой части тележки;
предел выносливости (усталости) данной части;
запас усталостной прочности этой части и допустимую его величину.
Величина и повторяемость сил и обусловленных ими напряжений определяются при динамических испытаниях тележек. Из всей совокупности зафиксированных при испытаниях напряжений обычно учитывают лишь перегрузочные напряжения, т. е. превышающие предел выносливости о_1д рассматриваемой части вагона, так как меньшие напряжения, являясь как бы тренировкой этой части, повышают ее предел выносливости. Однако в последнее время многие исследователи считают повреждающими напряжения величиной, начиная с (0,64-0,7) о_1д или еще меньше. В запас прочности влияние пауз в действии перегрузочных напряжений, характерное для условий эксплуатации вагонов, не учитывается, поскольку они увеличивают число циклов до разрешения. Высокочастотные напряжения с амплитудами не более 0,1—0,2 амплитуд динамических напряжений основного тона отдельно не выделяются, так как они согласно исследованиям Института машиноведения и сельскохозяйственной механики АН УССР не влияют на усталостную прочность детали.
Величину предела выносливости исследуемой части тележки следует устанавливать на основе испытаний натурных образцов на выносливость. Хотя испытания лабораторных образцов менее трудоемки и продолжительны, чем натурных деталей, однако определение предела выносливости детали на основе полученных при таких испытаниях результатов не отличается необходимой точностью из-за приближенного значения масштабных факторов, эффективных коэффициентов концентрации и других необходимых для пересчета параметров.
224
и перспективных условий эксплуатации [31]. Нормативные значения запаса усталостной прочности должны удовлетворять условию
F (Тв) < [F],	(VIII.76)
r^eF(TE)— расчетная вероятность разрушения детали в пределах назначенного ресурса Тд,
[F] — нормативное значение вероятности разрушения.
Определив по результатам усталостных испытаний значения предела выносливости детали о_1л и о_1л при вероятностях разрушения соответственно F = 0,5 и F = [F1 и рассчитав далее по формуле (VIII.75) соответствующие значения запаса усталостной прочности и0,6 — п и nF =- п, можно на основе принятой гипотезы суммирования усталостных повреждений по заданным характеристикам эксплуатационной нагруженности и сопротивления усталости детали оценить ее ресурс TOb=—T иТ/- = Т при тех же ве-' роятностях разрушения [25, с. ПО—1291. Это позволяет в итоге установить зависимость между величиной запаса усталостной прочности детали и вероятностью ее разрушения в пределах назначенного ресурса Т„.
Принимая функцию распределения долговечности логарифмически нормальной, вероятность разрушения F (ТЕ), входящую в выражение (VIII.76), рассчитывают по формуле
[UF	\
^(ТН) = Ф1------2- .	(VI 11.77)
\ tey /
где Ф(...) — интеграл вероятностей нормального распределения, значения которого табулированы;
up — квантиль нормального распределения при вероятности F.
Практическая полезность такого подхода к оценке усталостной прочности деталей состоит в том, что уже на стадии изготовления опытного образца изделия можно оценить его соответствие или несоответствие нормативным требованиям по надежности согласно условию (VI1I.76).
ЕЫХ во-
’Ш. 73)
Ен:
На рис. VIII.42 в качестве примера показана построенная в логарифмических, масштабах кривая выносливости боковых рам тележки четырехосного грузового вагона, полученная на основе испытаний натурных деталей при коэффициенте несиммет-
Рис. VIII.42. Кривая выносливости боковых рам, построенная в логарифмических масштабах
щелки
кон-
рии цикла гн = 0,29. Установленный при испытаниях ограниченный предел выносливости составляет о0,2» = 210 МПа, что равнозначно пределу выносливости при симметричном цикле о_1д = 126 МПа.
Коэффициент несимметрии цикла rR обычно устанавливают по характерной для наиболее тяжелых условий эксплуатации величине коэффициента динамики исследуемой части тележки. Связь между гв и &л определяется
выражением
 Omin   Ос — ga 1 —
°тах	Ос+Оа	1+^д
(VIII. 74)
Е'ИСЬ ~псь
ГРУ-
I рас-
I или
ври-|ста-
где ос — среднее напряжение цикла;
оа — амплитуда переменных напряжений.
Запас усталостной прочности при несимметричном цикле нагружения можно вычислить по формуле
п =-----2=15----,
Оэ + Фо Ос
(VIII.75)
s-ий
где о_1д — предел выносливости детали при симметричном цикле нагружения;
— коэффициент, характеризующий чувствительность металла к несимметрии цикла;
сс — эквивалентное амплитудное напряжение установившегося режима, действие которого равнозначно напряжениям нестационарного характера, возникающим в частях тележки.
Эквивалентное напряжение вычисляется по формулам (IV.27) или (IV.38). В этих формулах т = ctgu, причем угол а для боковых рам определяется по рис. VIII.42.
Вычисленный по формуле (VI 11.75) или другим аналогичным формулам запас усталостной прочности сравнивается с целесообразным (допускаемым) его значением для рассматриваемой части тележки, что в свою очередь подлежит определению. /
Подробно порядок расчета усталостной прочности частей тележек, включая пример определения запаса усталостной прочности, изложен в учебном пособии [77, с. 230—238].
В последние годы в технических условиях на проектирование вагонов и их ответственных узлов (например, тележек) регламентируются показатели надежности. Так, для боковых рам и надрессорных балок тележек типа ЦНИИ-ХЗ-О нормируемый ресурс Тн при вероятности безотказной работы 0,97 должен составлять 30 лет. В связи с этим разрабатываются методы расчета характеристик выносливости, параметров нагруженности и показателей надежности частей тележек [50; 25, с. ПО—129], приводятся результаты расчетов [31] и испытаний [25, с. 94—ПО], рекомендуются меры повышения прочности и надежности [40] деталей. Например, замена углеродистой стали марки 20Л на низколегированные марок 20ГЛ и 20ФЛ позволяет значительно увеличить срок службы литых деталей тележек [67, с. 97—105].
Таким образом, возникла необходимость вероятностного обоснования и нормирования допустимой величины запаса усталостной прочности несущих деталей тележек с учетом требований по надежности для существующих 8 Зак. 1752	225
ку). По этому типу строят кузова современных пассажирских и некоторых грузовых вагонов. Подкрепляющие обшивку поперечные элементы (поперечные балки рамы, стойки боковых стен и дуги крыши) соединяют в замкнутые кольца (шпангоуты). Однако для упрощения технологии сборки кузова это условие не всегда соблюдается. Подкрепляющие обшивку продольные элементы выполняют в виде тонкостенных стержней — стрингеров или гофров.
Смешанные системы являются наиболее распространенными, особенно два их варианта. В одном из них подкрепленная обшивка боковых стен и крыши образует открытую оболочку П-образного сечения, связанную с рамой, которая не имеет несущей обшивки и представляет собой стержневую систему. Такая конструкция применяется в некоторых крытых грузовых вагонах. В другом варианте боковые стены имеют листовую конструкцию, рама — стержневую, а крыши нет совсем. По такому типу строят современные полувагоны (см. рис. XI. 14 и XI.20).
При изучении конструкций рам вагонов надо иметь в виду, что понятие рамы в вагоностроении не отражает типа несущей конструкции и отличается от понятия рамы в строительной механике, где рамами называют безраскос-ные стержневые системы.
Общая особенность рам вагонов обусловлена тем, что значительные внешние сосредоточенные силы, воздействующие на кузов, приложены именно к раме. Такими силами являются продольные сосредоточенные силы, передаваемые ударно-тяговыми приборами (автосцепкой), и сосредоточенные реакции опор кузова на тележках (рис. IX.2). На раму воздействует обычно и полезная нагрузка.
Чтобы обеспечить достаточную местную прочность, правильно распределить и передать на конструкцию кузова большие сосредоточенные силы, в раме предусматриваются специальные усиленные элементы. Обычно такими элементами являются шкворневые балки 1, воспринимающие опорные реакции, ихребтовая балка 5, загруженная продольными силами.
В раме имеются, кроме того, боковые балки 3, одновременно являющиеся нижними продольными элементами боковых стен, промежуточные 4 и концевые 2 поперечные балки. Шкворневые и промежуточные поперечные балки работают на изгиб, причем изгибающие моменты имеют наибольшую величину на среднем участке и убывают к концам. Эти балки с целью снижения их массы, как правило, выполняют в форме бруса равного сопротивления изгибу.
Посередине шкворневых балок снизу размещаются пятники, посредством которых кузов у большинства вагонов опирается на подпятники тележек. Боковые повороты кузова относительно надрессорных балок тележек ограничиваются боковыми вспомогательными опорами — скользуна-м и. В центральные отверстия пятников и подпятников вставляются шквор
Рис. IX.2. Характерная схема рамы в системе кузова
ни, вокруг геометрических осей которых происходят повороты тележек относительно кузова. Шкворни служат для предотвращения соскакивания пятников с подпятников при случайных неблагоприятных соударениях вагонов. Горизонтальные силы передаются от тележек на кузов цилиндрическими бортами подпятников через бор-ты пятников.
В пассажирских вагонах применяются также конструкции, в которых опора кузова осуществляется только через боковые сколь-
зунь силь ШКВ(
изоб в се ских CTByi СИЛЬ! пред изоб поле, даете ных меня опир ]
ЩИМ1 ДОСТ1 мень ным назн;
I предс зреш рама ПОДК] ций.. ная > невьв гофре тия п КОНЦ(
продс конце едину перек сущее ных е
Г чески лег в ваге зии (I
V.
АМгб следо; Начш прерь: (пенсе Нару; подкр но вое крепл этих I сил, в ляющ
228
Глава IX
КУЗОВА ВАГОНОВ
IX.1. Классификация и основные принципы устройства
Кузовом принято называть часть вагона, которая опирается на ходовые части и предназначается для размещения пассажиров или грузов. В кузове различают: основную несущую конструкцию; вспомогательные несущие элементы; ненесущие элементы специального назначения.
Основной несущей конструкцией кузова называют совокупность элементов, которые обеспечивают необходимые прочность и жесткость его при всех эксплуатационных нагрузках. Нижняя часть несущей конструкции кузова, обычно располагающаяся под настилом пола, называется рамой вагона.
По характеру размещения несущих элементов несущие конструкции кузовов вагонов разделяются на три основных типа, показанных на рис. IX. 1 (утолщенными линиями обозначены участки несущих конструкций).
В схеме на рис. IX.1,а главным несущим элементом является р а м а, которая рассчитывается на воспринятые всех действующих на кузов вертикальных и продольных нагрузок. На рис. IX. 1, б несущими элементами являются рама и боковые стены. В схеме по рис. IX.1, в р а м а, боковые стены и крыша составляют единую несущую систему.
Каждый из перечисленных типов несущих конструкций оказывается целесообразным в зависимости от назначения вагона, архитектурного замысла или других соображений.
По принципиальной структуре, которая определяет расчетную схему, несущие конструкции кузовов разделяются на следующие классы:
стержневые системы, представляющие собой системы соединенных между собой стержней;
подкрепленные листовые системы, в которых несущими элементами являются металлические листы и связанный с ними набор стержней (балок). Тонкие листы в несущей конструкции кузова, ограждающие его внутренний полезный объем от внешней среды, принято называть несущей обшивкой или просто обшивкой;
смешанные системы, когда одни части конструкции имеют листовую
структуру, а другие — стержневую.
Стержневые несущие системы подразделяются на фермы (раскосные системы), рамные (безраскосные системы) и
комбинированные. Наиболее распространен последний вариант. Например, в большей части крытых грузовых четырехосных вагонов несущая конструкция боковых стен выполнена в виде ферм (см. рис. XI. 1 и XI.3), а рама—в виде безраскосной стержневой системы (см. рис. XI.2).
Боковые балки рамы одновременно являются нижними поясами ферм.
Подкрепленные листовые системы чаще всего представляют собой конструкцию, в которой подкрепленная
Рис. IX.1. Типы несущих конструкций кузовов
обшивка боковых стен, рамы и кры-
ши образует замкнутую оболочку (коробчатую бал-
8*
227
зуны. В этих случаях горизонтальные	•	/
силы передает усиленный замковый f- —	1 •'	- 		>
шкворень (см. рис. VIII. 15).	/
На рис. IX.2 сплошными линиями I	,
изображена схема рамы, применяемой V- 	,	/—	;
в современных грузовых и пассажир-	2	3
ских вагонах. Стрелками показаны действующие на раму сосредоточенные Рис‘ Трехслойная несущая плита силы: 7? — реакции пятников; Тс — продольные силы, передаваемые автосцепкой. Штриховыми линиями изображены боковые стены и крыша кузова. Не показанная на рисунке полезная нагрузка непосредственно воздействует на настил пола и передается на боковые, поперечные и хребтовую балки рамы. Кроме характерных балок, показанных на рис. IX.2, в рамах крытых вагонов могут применяться дополнительные продольные и поперечные балки, на которые опирается настил пола (см. рис. XI.2).
В полувагонах и крытых вагонах элементы рамы соединяются с несущими элементами боковых стен в единую несущую систему. Таким образом достигается наибольшая жесткость и необходимая прочность кузова при меньшей массе. Вертикальную нагрузку в этом случае воспринимают главным образом жесткие боковые стены, а хребтовая балка в основном предназначена для передачи продольных сил.
Распространены рамы, которые не имеют металлической обшивки, представляют собой стержневую систему и относятся к классу рам с точки зрения строительной механики. Однако в кузовах типа замкнутой оболочки рама перекрывается листами металлической обшивки и относится к типу подкрепленных листовых систем. При этом применяются два вида конструкций. В одном из них при наличии обшивки в раме сохраняется мощная сквозная хребтовая балка (см. рис. XIII.10). В другом на участке между шкворневыми балками хребтовая балка не ставится, но обшивка подкрепляется гофрами (см. рис. XIII. 14 и XIII.20). В последнем случае для воспринятая продольных сосредоточенных сил от автосцепки и передачи их на кузов концевые участки рамы выполняются усиленными.
Характерна конструкция консольной части рамы, в которой средние продольные балки, непосредственно воспринимающие продольные силы, концевые поперечные балки и раскосы вместе со шкворневой балкой образуют единую систему (см. рис. XIII. 14). Эта система достаточно мощных балок перекрывается листами обшивки, которая даже при малой толщине играет существенную роль в передаче и распределении продольных сосредоточенных сил.
Несущие конструкции современных вагонов выполняются металлическими. Как указано в п. IV. 2, наиболее широко применяется низко- ) легированная сталь марки 09Г2Д. В последнее время внедряются в вагоностроение новые стали повышенной прочности, стойкие против коррозии (например, марки 10ХНДП).
Используют также алюминиевые сплавы (например, марки АМгб,) позволяющие значительно снизить массу вагона. Проводятся исследования по применению пластмасс, в частности стеклопластиков. Начинает применяться новый тип несущих листовых конструкций с непрерывным подкрепляющим слоем (рис. I Х.З) из легких пористых материалов (пенополистирол, пенополиуретан и др.), прочно соединенным с обшивкой. Наружная 1 и внутренняя 2 обшивки кузова, соединенные непрерывным подкрепляющим слоем 3, образуют трехслойные плиты, способные эффективно воспринимать сжимающие, растягивающие и изгибающие нагрузки. Подкрепляющие элементы в виде балок, шпангоутов, стрингеров или гофров в этих конструкциях вводятся только в местах приложения сосредоточенных сил, в зонах вырезов или по технологическим условиям. Пористый подкрепляющий слой одновременно является хорошей тепловой изоляцией, поэтому 229
-2—— —2	особенно целесообразно применять для рефриже-
_ -ь х з-гоноз. Наружная и внутренняя обшивки кузова рассматривае-“7" н да мдгут выполняться из металла или стеклопластика.
Основным и наиболее совершенным способом соединения металлических деталей несущих конструкций кузовов является дуговая и контактная электросварка. Клепка применяется только в тех случаях, когда соединяются несвариваемые материалы, например алюминиевые сплавы и сталь, или требуется обеспечить простоту замены изнашиваемых деталей при ремонте.
г В кузове вагона, кроме основной несущей конструкции, обычно имеются вспомогательные несущие элементы, которые предназначены для непосредственного воспринятая некоторых нагрузок (полезная нагрузка, силы инерции груза, распор сыпучих грузов и т. д.) и передачи их на основную несущую конструкцию. Вспомогательные элементы выполняются из металла, дерева, пластмасс и соединяются с основной несущей конструкцией с помощью шарниров, замков, винтов, болтов, заклепок или сварки. Например, в крытых грузовых вагонах с несущей конструкцией стержневого типа вспомогательными несущими элементами являются д е р е в’ я н-ный настил пола, доски обшивки боковых и торцовых стен и т. д. В платформах к вспомогательным несущим элементам относятся о т-кидные борта, в полувагонах — крышки люков, торцовые створчатые двери.
В конструкцию кузова могут также входить элементы, не участвующие в воспринятии нагрузок, но необходимые для перевозки пассажиров, обеспечения сохранности грузов или нормальной эксплуатации установленных в кузове агрегатов. Такими элементами являются, например, тепловая изоляция, двери, окна и т. д. К их числу могут быть отнесены и некоторые элементы постоянного оборудования вагонов, однако основные части такого оборудования не входят в конструкцию кузова (например, установки кондиционирования воздуха и т. д.) и рассматриваются как размещаемые в нем агрегаты.
При проектировании следует иметь в виду, что если вспомогательные несущие элементы жестко крепятся к деталям основной несущей конструкции, то они могут оказывать влияние на ее работу и сами оказаться дополнительно нагруженными. Это происходит оттого, что деформация основной несущей конструкции под действием внешних сил вызывает деформации и укрепленных на ней вспомогательных элементов и, следовательно, нагружает их. Если такие дополнительные нагрузки нежелательны для обеспечения длительной устойчивой работы вспомогательных элементов, то следует предусматривать нежесткие соединения их с основными несущими элементами.
Ниже в этой главе излагаются методы расчета на прочность и основы проектирования только несущих конструкций кузовов.
IX.2. Основные положения расчета кузовов
Расчет кузовов на прочность производится на базе современных методов строительной механики и сопротивления материалов. Оценка прочности, жесткости и надежности несущих конструкций ведется в соответствии с рекомендациями норм для расчетов на прочность и проектирования вагонов по следующим признакам и условиям:
1)	допускаемым напряжениям — сравнением максимальных напряжений в конструкции при наиболее невыгодном сочетание действующих на нее сил (режимы нагружения I, II, III, устанавливаемые нормами) с допускаемыми, при этом усталостная прочность и долговечность обеспечиваются соответствующим выбором допускаемых напряжений;
2)	устойчивости сжатых элементов;
230
боковая, определяемая центробежной силой и давлением ветра-продольные силы, передаваемые на кузов автосцепкой, и соответствующие силы инерции;	^^ьеилвую
скручивающая (кососимметричная), обусловленная несимметрией опорных реакции рессор или возникающая при несимметричном подъеме кузов? домкратами;
распор сыпучих и навалочных грузов;
усилия от установленного на кузове оборудования (тормозных систем И Др.).
Сочетания расчетных нагрузок (нормативные режимы), нормы расчетных усилий и допускаемые напряжения приведены в главе IV.
У стойчивость сжатых элементов оценивают сравнением критических напряжений или критических сил с действующими в элементе сжимающими напряжениями или силами. Критические напряжения для стержней, пластинок, оболочек и сложных систем определяются методами сопротивления материалов и теории упругости [77, с. 23—25].
Вибрационная устойчивость должна проверяться в связи с колебаниями кузова, обусловленными взаимодействием вагона и пути, и, кроме того, в случае установки в кузове двигателей, компрессоров и других агрегатов с не полностью уравновешенными силами инерции движущихся масс. Собственные частоты колебаний кузова в целом и его элементов определяют специальными методами теории колебаний упругих систем и динамики сооружений и в отдельных случаях по готовым формулам [75, т. 3].
Прочность по предельным нагрузкам, соответствующим пластическому состоянию материала, целесообразно проверять в элементах, для которых необходимо знать разрушающую нагрузку нециклического характера. Такими элементами являются, например, концевые стойки в пассажирских вагонах, предназначенные для повышения безопасности при авариях.
Проверка прочности по эмпирическим нормам предусматривается нормами расчета вагонов на прочность для тех элементов кузова, которые могут подвергаться действию усилий, недостаточно еще изученных или случайных, не являющихся нормальными эксплуатационными [77, с. 34—40].
Участки конструкции, для которых расчетным путем не удается определить напряженное состояние с необходимой точностью (например, узлы соединения балок), проектируют на основе опытных данных, но прочность их оценивают путем измерения напряжений в опытном образце кузова и сравнения этих напряжений с допускаемыми.
IX.3. Особенности работы и устойчивость элементов кузова с несущей обшивкой
Обшивка в кузовах вагонов относится к основной несущей системе и под действием внешних нагрузок получает срединные напряжения (постоянные по толщине обшивки) и напряжения изгиба, изменяющиеся линейно по ее толщине. Для определения отдельных компонентов срединных напряжений и напряжений изгиба обычно применяются различные расчетные схемы.
В поперечных сечениях кузовов типа замкнутой оболочки, удаленных от вырезов и точек приложения внешних сосредоточенных сил, основные срединные нормальные напряжения ож в обшивке и продольных подкрепляющих элементах рассчитываются по формуле
М , N = — z 4---,
х 1 F
(IX.1)
232
3)	прогибам (деформациям);
4)	вибрационной устойчивости (установление собственных частот колебаний конструкции, сравнение их с частотами возмущающих колебаний, устранение нежелательных резонансов);
5)	предельным нагрузкам, определяемым пластическим состоянием элементов конструкции;
6)	эмпирическим нормам (для отдельных элементов).
Для оценки конструкции по трем первым условиям требуется знать ее напряженное состояние под действием внешних сил. При проектировании кузовов вагонов напряженное состояние отдельных элементов устанавливают расчетным путем. Для определения напряжений составляют расчетную схему несущей конструкции кузова или его узла (например, рамы и др.).
Современные кузова являются сложными, статически неопределимыми системами, поэтому, как правило, можно производить только проверочные расчеты, для чего необходимо заранее установить размеры всех деталей конструкции. Расчет позволяет найти напряжения, определить запасы прочности и устойчивости, а также оценить жесткость кузова при принятых размерах деталей. Таким образом, расчет позволяет выяснить, удачно ли установлены размеры. Выполнение расчетов для нескольких вариантов размеров деталей кузова (многовариантные расчеты) позволяет приблизиться к выбору оптимальных размеров, при которых обеспечиваются целесообразные значения запасов прочности при наименьшей массе. Применение ЦВМ открывает широкие возможности для выполнения многовариа нтных расчетов.
Большое значение имеет теория оптимизации систем [79], которая позволяет наиболее рационально организовать и автоматизировать такие расчеты и с наименьшей затратой труда решать задачи по выбору оптимальных размеров элементов конструкций. Существенное значение при этом имеют методы линейного и динамического программирования.
Расчетные схемы стремятся выбирать такими, чтобы они по возможности полно отражали особенности рассматриваемой конструкции и способы ее нагружения, позволяли получить наибольшую точность для искомых величин (внутренних сил, напряжений, перемещений) и обеспечивали экономически приемлемую трудоемкость вычислительных работ. При выборе расчетной схемы необходимо учитывать возможности выполнения сложных расчетов на базе применения моделирующих и числовых электронных машин.
В начальной стадии проектирования выполняют предварительные упрощенные или прикидочные расчеты, основанные на применении простейших приближенных расчетных схем, которые позволяют с минимальной затратой труда предварительно определять размеры деталей кузова. Если используются статически определимые схемы, то задача решается в прямой постановке: по заданным силам находятся геометрические характеристики сечений (площади, моменты сопротивления).
С учетом особенности несущих конструкций, классификация которых приведена в п. XI.1, расчетные схемы представляют в виде стержневых систем, пластин, оболочек или в виде смешанных систем. Новые возможности своеобразно представлять в расчетной схеме различные участки конструкции создает метод конечных элементов [72], получающий широкое распространение.
При расчете кузовов согласно нормам учитываются следующие н а-грузки:
вертикальная статическая (полезная нагрузка и собственный вес кузова);
вертикальная динамическая (обычно принимается как произведение вертикальной статической нагрузки и коэффициента вертикальной динамики /гд);
231
где М и N — соответственно изгибающий момент и нормальная сила в сечениях кузова, который рассматривается как один брус (рис.1Х.4, а) под действием вертикальной нагрузки q и продольных сил Т\
I — момент инерции площади F сечения кузова, куда входят обшивка и все продольные элементы (на рис. IX.4, б они условно показаны точками);
г — расстояние от центра тяжести площади сечения до рассматриваемой точки.
В сечениях по дверным и оконным вырезам формула (IX. 1) может быть использована как приближенная, если поперечная сила Q по этим сечениям пренебрежимо мала (средний участок кузова при симметричной нагрузке).
Кроме основных срединных напряжений, в обшивке могут возникать дополнительные срединные напряжения, обусловленные изгибом подкрепляющих элементов (балок, стержней, гофров). Обшивка, приваренная к балке, при изгибе балки играет роль широкой полки. В этом случае дополнительные напряжения в обшивке определяются формулой
оДои = ^-гобш + ^-(	(IX.2)
Л	н
где ЛД и Nr — соответственно изгибающий момент и нормальная сила в подкрепляющем элементе (например, в балке рамы) под действием приложенных к нему сил;
li и Fi — соответственно момент инерции и площадь сечения элемента. В сечение включена обшивка приведенной ширины, которая согласно нормам принимается приближенно Ьпр = 40 6 (б — толщина обшивки). Определение Ьпр на основе методов теории упругости можно найти в книге [86, с. 373—388];
гоСш — расстояние от центра тяжести площади сечения элемента до срединной поверхности обшивки.
По формуле (IX.2) рассчитывают также максимальные напряжения в балках, связанных с обшивкой, например в стойках полувагона от распора груза. Вместо гобш в этом случае берется расстояние от центра тяжести до наиболее удаленной точки сечения стойки.
Дополнительные срединные напряжения в обшивке возникают, кроме того, по технологическим причинам, главным образом вследствие усадочных деформаций при сварке. Экспериментальные исследования ВНИИВ показывают, что напряжения в обшивке, стрингерах или гофрах от сварки могут быть сжимающими и иметь существенную величину (20—60 МПа), поэтому их необходимо учитывать при оценке устойчивости элементов кузова.,
/ Для расчета напряжений в обшивке от сил, приложенных по нормали к ее поверхности (давление грузов), применяются отдельные расчетные схемы. Прямоугольный участок обшивки, заключенный между соседними продольными и поперечными подкрепляющими элементами, рассматривается как отдельная пластина, опертая (или заделанная) по контуру. При этом если прогибы обшивки (включая начальную технологическую погнутость) (погибь) не превышают V5 ее толщины, то рассчитывают только напряжения от изгиба [75, т. 1, с. 526—563]. При больших прогибах под действием нормальных к поверхности обшивки сил, кроме напряжений от изгиба, возникают существенные срединные напряжения [75, т. 1, с. 597—614]. На срединные напряжения существенно влияет начальная погибь обшивки, а поскольку она имеет случайный характер, рассчитать эти напряжения трудно.
Начальная технологическая погибь обшивки и гофров существенно изменяет и основные срединные напряжения, определяемые формулами 233
боковая, определяемая центробежной силой и давлением ветра;
продольные силы, передаваемые на кузов автосцепкой, и соответствующие силы инерции;
скручивающая (кососимметричная), обусловленная несимметрией опорных реакций рессор или возникающая при несимметричном подъеме кузова домкратами;
распор сыпучих и навалочных грузов;
усилия от установленного на кузове оборудования (тормозных систем и др.).
Сочетания расчетных нагрузок (нормативные режимы), нормы расчетных усилий и допускаемые напряжения приведены в главе IV.
Устойчивость сжатых элементов оценивают сравнением критических напряжений или критических сил с действующими в элементе сжимающими напряжениями или силами. Критические напряжения для стержней, пластинок, оболочек и сложных систем определяются методами сопротивления материалов и теории упругости [77, с. 23—25].
Вибрационная устойчивость должна проверяться в связи с колебаниями кузова, обусловленными взаимодействием вагона и пути, и, кроме того, в случае установки в кузове двигателей, компрессоров и других агрегатов с не полностью уравновешенными силами инерции движущихся масс. Собственные частоты колебаний кузова в целом и его элементов определяют специальными методами теории колебаний упругих систем и динамики сооружений и в отдельных случаях по готовым формулам [75, т. 3].
Прочность по предельным нагрузкам, соответствующим пластическому состоянию материала, целесообразно проверять в элементах, для которых необходимо знать разрушающую нагрузку нециклического характера. Такими элементами являются, например, концевые стойки в пассажирских вагонах, предназначенные для повышения безопасности при авариях.
Проверка прочности по эмпирическим нормам предусматривается нормами расчета вагонов на прочность для тех элементов кузова, которые могут подвергаться действию усилий, недостаточно еще изученных или случайных, не являющихся нормальными эксплуатационными 177, с. 34—40].
Участки конструкции, для которых расчетным путем не удается определить напряженное состояние с необходимой точностью (например, узлы соединения балок), проектируют на основе опытных данных, но прочность их оценивают путем измерения напряжений в опытном образце кузова и сравнения этих напряжений с допускаемыми.
IX.3. Особенности работы и устойчивость элементов кузова с несущей обшивкой
Обшивка в кузовах вагонов относится к основной несущей системе и под действием внешних нагрузок получает срединные напряжения (постоянные по толщине обшивки) и напряжения изгиба, изменяющиеся линейно по ее толщине. Для определения отдельных компонентов срединных напряжений и напряжений изгиба обычно применяются различные расчетные схемы.
В поперечных сечениях кузовов типа замкнутой оболочки, удаленных от вырезов и точек приложения внешних сосредоточенных сил, основные срединные нормальные напряжения ож в обшивке и продольных подкрепляющих элементах рассчитываются по формуле
(IX. 1)
232
Как следует из формулы (IX.3), повышать устойчивость плоской обшивки можно, увеличивая ее толщину 6 или уменьшая ширину Ь путем более частой постановки стрингеров или гофров. Последний способ выгоднее, так как позволяет повысить устойчивость при меньшей затрате материала.
Выпучивание цилиндрических участков обшивки при сжатии (рис. IX.6) происходит при напряжениях
окР = 0,18£ А,
если показатель кривизны
где R — радиус кривизны.
Если a 20, то критические напряжения цилиндрической обшивки определяются по формуле (IX.3) для плоской пластинки. Таким образом, при а > 20 повышение устойчивости цилиндрической обшивки можно достигнуть увеличением ее толщины 6 и уменьшением радиуса кривизны R. Расстояние b между стрингерами или гофрами не влияет на критические напряжения. Однако это расстояние влияет на показатель кривизны а. При увеличении числа стрингеров или гофров уменьшаются Ь и а. Когда а становится меньше 20, с уменьшением Ъ эффективно повышается устойчивость.
Для сжатых стержней (стрингеров и гофров) критические напряжения согласно формуле Эйлера пропорциональны квадрату гибкости Л стержня, т. е. отношению радиуса инерции сечения к длине (расстоянию между соседними поперечными подкрепляющими элементами). Поэтому повышения устойчивости можно достигнуть уменьшением расстояния между поперечными элементами (стойками, дугами, балками рамы) или увеличением радиуса инерции сечения. Проверку устойчивости стрингеров и гофров рекомендуется объединять с расчетом на прочность по допускаемым напряжениям. В этом случае напряжения в центре тяжести стержня увеличивают путем деления их на коэффициент продольного изгиба <р < 1, определяемый по таблицам [77, с. 24—26] в зависимости от гибкости Z. Анализ устойчивости гофров в системе оболочки кузова рассмотрен в работе [19, с. 5—19].
Потеря устойчивости отдельными участками обшивки между подкрепляющими элементами или самими подкрепляющими элементами (стрингерами, гофрами) не приводит к общему разрушению кузова, если имеются соседние элементы с повышенным запасом устойчивости. В этих случаях потеря устойчивости отдельными участками обшивки допускается при условии, что не возникают остаточные деформации или трещины усталости.
G1
777777777777 защемление
-----------Шарнирное опирание
 СвоВодный край
Рис. IX.5. Зависимость коэффициента k ст соотношения сторон и условий закреплений пластины:
а — схема загружения пластины; б — графики, определяющие коэффициент k в формуле (IX.3)
Рис. IX.6. Цилиндрический участок обшивки
235
Рис. IX.4. Кузов как единый брус:
а — общая схема нагрузки кузова и эпюры М, Q и N- б—поперечное сечение кузова типа замкнутой оболочки; в — распределение напряжений (Ух; г — П-образное сечение кузова; д — сечение кузова по дверному вырезу; е — схема нагрузки боковых стен и крыши, образующих «брус» П-образного сечения
IX.1) и (IX.2). Если между двумя соседними достаточно жесткими на изгиб стрингерами расположена обшивка, имеющая значительную начальную погибь, то она работает ослабленно по сравнению со стрингерами. В этом случае для расчета / и F в формуле (IX.1) в сечение кузова включают не всю обшивку шириной b (расстояние между стрингерами), а только часть шириной Ьпр. Отношение Ьпр / Ь = <рр называют редукционным коэффициентом. Согласно нормам при подкреплении тонкой обшивки стрингерами принимают Ьпр — 40 6. При подкреплении обшивки гофрами, как показывают опыты, следует принимать ЬПр Ыфр 1)-
Тонкая несущая обшивка, а также стрингеры и гофры могут выпучиваться (терять устойчивость) при сжимающих срединных напряжениях, меньших предела текучести материала. Разрушающие нагрузки для кузовов типа оболочек обычно определяются устойчивостью элементов конструкции, поэтому расчеты на устойчивость для таких кузовов приобретают особое значение. Критические напряжения должны сравниваться с суммарными сжимающими срединными напряжениями (включая все дополнительные). Коэффициент запаса устойчивости (отношение критических напряжений к действующим) для ответственных элементов должен быть не менее 1,5.
Способы повышения устойчивости обшивки, стрингеров и гофров можно установить, рассматривая формулы для критических напряжений. При равномерном сжатии плоской прямоугольной пластинки (рис. IX.5, а) критические напряжения акр определяются формулой
,	/б V2
12(1—ц2) (б / ’	(1Х’3>
где б — толщина пластинки (обшивки);
Ь — ширина пластинки (расстояние между соседними стрингерами или гофрами);
Е и р, — соответственно модуль упругости и коэффициент Пуассона;
k — коэффициент, который берется из графика (рис. IX.5, б) в зависимости от величины отношения aJb и способа закрепления краев пластинки (шарнирно опертые, заделанные, свободные);
а — длина пластинки (расстояние между соседними поперечными стержнями).
234
Рис. IX.8. Учет обшивки рамы в расчетной схеме
чаются примыкающие к поперечным балкам рамы стойки боковой стены с обшивкой приведенной ширины (сечение Д — Д). Момент инерции вычисляется относительно продольной оси О — О. Вверху стойка S соединяется с дугой крыши, которую для упрощения можно заменить прямым «стержнем» 2—3. Стойки S вместе с поперечными балками рамы и «стержнями» 2—3 образуют поперечные рамки.
Продольные «стержни», ЪЬ, сс, dd (число их выбирается произвольно),
учитывающие влияние верхних и нижних продольных элементов (обвязок) и стрингеров (гофров) на деформации поперечных рамок, сопротивляются только изгибу в горизонтальной плоскости. Они соединены со стойками S шарнирными связями (узлы II и IV). В сечения Б — Б, В —В, Г— Г этих «стержней» приближенно включаются участки из общего сечения боковой стены. Моменты инерции определяются относительно вертикальных осей О — О. Если на раме имеется тонкая обшивка, то ее роль в распределении и передаче усилий можно выяснить, включив ее в расчетную схему в виде пластинок П (рис. IX.8), сопротивляющихся только сдвигу. Пластинки П соединяются непрерывными касательными связями с балками рамы и со «стержнями» kk (с последними посредством абсолютно жестких консолей Ел). Площадь поперечного сечения обшивки присоединяется к площади сечений балок рамы.
На участке kBkB (см. рис. IX.7) боковой стены, где расположен дверной вырез, расчетная схема может быть представлена в виде рамки аналогично тому, как принимают при расчете кузова пассажирского вагона. В рамке участки оболочки над вырезом и под ним представлены горизонтальными стержнями, а стойки считаются абсолютно жесткими. На рис. IX.7 показана схема, упрощающая расчет. На участке kBkB момент инерции и площадь берутся для всего сечения оболочки по вырезу. Эта схема эквивалентна схеме в виде рамки (рис. IX.9, б), если в раме кузова поперечные балки расположены по краям выреза. После расчета общей схемы нижнюю балку дверного проема дополнительно рассчитывают на местные силы, как балку с двумя заделанными концами.
Если в зоне выреза общая для кузова поперечная сила не равна нулю, то приведенная площадь сдвига «стержня» kBkB определяется из условия
Рис. IX.10. Схемы нагрузки кузова: а — собственный вес кузова и полезная нагрузка: б — сжатие по осям автосцепок
Рис. IX.9. Расчетные схемы на участке дверного выреза: а—приведенный стержень: б—рама с жесткими стойками
237
IX.4. Расчет кузова грузового вагона
Для кузова крытого грузового вагона с несущей обшивкой на боковых стенах и крыше расчетная схема может быть принята в виде своеобразной стержневой системы (рис. IX.7). Кузов и нагрузки предполагаются симметричными относительно вертикальной продольной плоскости, поэтому на рисунке изображена только часть схемы с одной стороны от хребтовой балки аа. По длине кузова показана только характерная левая часть схемы, которая продолжается вправо однообразно при любом числе поперечных балок в раме.
Совокупность сплошных утолщенных и штриховых линий составляет расчетную схему, которая применяется для расчета кузова как на вертикальные и продольные силы, так и на распор сыпучих грузов. Совокупность только сплошных линий представляет собой упрощенную расчетную схему, которая обеспечивает удовлетворительные результаты при расчете только на вертикальную и продольную нагрузки.
Балки рамы рассматриваются как обычные стержни и изображаются линиями, проходящими через центры тяжести площадей поперечных сечений балок. П-образная оболочка (боковые стены и крыша) представляется в виде системы своеобразных «стержней», соединенных специально подобранными связями. Горизонтальный «стержень» kk воспроизводит способность П-образной оболочки в целом сопротивляться вертикальному изгибу и растяжению — сжатию. Этот «стержень» располагается на уровне центров тяжести общих сечений оболочки (на высоте 1гб над плоскостью рамы). Момент инерции относительно горизонтальной оси О — О, полная площадь и приведенная площадь сдвига вычисляются для половины всего сечения оболочки (сечение А — Л на рис. IX.7). «Стержень» kk соединяется абсолютно жесткими (в соответствии с гипотезой плоских сечений) стойками Е через систему связей с поперечными балками рамы (узел 7). Связи в узле I не стесняют боковую подвижность стоек Е и приводят к тому, что «стержень» kk сопротивляется только деформациям в вертикальной плоскости.
Способность оболочки сопротивляться распору сыпучего груза учитывается системой «стержней», изображенных штриховыми линиями. Стойки S сопротивляются только растяжению — сжатию и изгибу в поперечных плоскостях. Это обеспечивается связями стоек с поперечными балками рамы (см. узел 7). На участках между узлами 7 и II стойки Е и S показаны совмещенными в одну линию, однако их нужно считать не связанными друг с другом, как это видно на вынесенных узлах I, II, III. В сечение стоек S вклю-
Рис. IX.7. Расчетная схема кузова в виде своеобразной стержневой системы
236
деляемый формулами (IV.3) или (IV.4).
Площадь каждого прямоугольного участка обшивки 1—2—3—4, заключенного между соседними поперечными и продольными подкрепляющими элементами, делится на четыре части, как показано на рис. IX.11, б. Приближенно считается, что силы давления груза, приходящиеся на горизонтально заштрихованные площади, передаются стойками, а на на
клонно заштрихованные
площади — продольным стержням. Например, погонная нагрузка на стойку 1—2 (от одного участка обшивки) определяется интегралом
и
9 = 9 G/) = § pxdy,
Уо
(IX.6)
где уо — расстояние от верхнего продольного стержня до поверхности груза;
x = x(g) — ширина фигуры 1—2—5—6.
Для полувагона, не имеющего промежуточных продольных стержней (или гофров) на боковых стенах, получим схему нагрузки, изображенную на рис. IX.11, в. Если на участке боковой стены между соседними поперечными балками рамы имеются дополнительные стойки, то на верхнюю и нижнюю обвязки эти стойки будут передавать сосредоточенные силы (показаны штриховыми стрелками). Определение усилий на поперечные и продольные стержни боковой стены как реакций прямоугольной пластинки рассмотрено в работе [19, с. 42—62].
Расчет статически неопределимой схемы (см. рис. IX.7) может быть проведен различными методами строительной механики, в частности по методу сил. На рис. IX.12 показаны основная система и неизвестные Х; для расчетной схемы полувагона. При g + 1 поперечных балках в раме получаем 4 g — 1 связанных между собой неизвестных Xt. Вертикальной продольной плоскостью симкетрии выделена половина кузова так, что балка аа на схеме имеет площадь и момент инерции, равные соответственно половине площади и момента инерции всего сечения хребтовой балки. Поэтому все усилия по этой балке на схеме относятся к половине хребтовсй балки. Со стороны отброшенной части на поперечных балках рамы вводятся связи, закрепляющие сечения от поворотов в вертикальной и горизонтальной плоскостях (показаны перекрещивающимися тонкими линиями) [77, с. 260—297].
Стержни bb (см. рис. IX. 11, в) рассчитываются только на изгиб в горизонтальной плоскости от распора груза как многопролетные балки (на рис. IX.12 они не показаны). Стержень dd (см. рис. IX. 12) воспроизводит верхнюю обвязку боковой стены полувагона. Неизвестные Хг при 2
3g соответствуют сопротивлению поперечных балок скручиванию. Остальные ясны из чертежа. Единичные эпюры (от Xt = 1) однообразны, поэтому достаточно показать их для одного из неизвестных каждого вида (рис. IX. 13). Здесь lj — расстояния между поперечными балками (длина пролетов); / — номер пролета, считая слева направо.
Эпюры изгибающих моментов М отложены со стороны растянутых волокон и имеют штриховку по нормали к стержням. Эпюры нормальных сил 239
равенства сдвига этого «стержня» от касательных напряжений (рис. IX.9, а) и прогиба рамки (см. рис. IX.9, б) от изгиба и сдвига под действием поперечной силы Q.
Из общей схемы, показанной на рис. IX.7, как частные случаи получаются расчетные схемы для полувагонов и платформ. Эта схема пригодна для расчета на все перечисленные выше нагрузки, симметричные относительно вертикальной продольной плоскости.
Однако надо иметь в виду, что рис. IX.7 иллюстрирует принцип построения расчетной схемы и при расчетах конкретных конструкций при необходимости в схему надо включать элементы, не показанные на рисунке.
Для расчета кузова могут применяться и другие расчетные схемы.
Одной из характерных нагрузок является собственный вес кузова Ркуз и полезная нагрузка /эпол. Для типовых кузовов рассматривается вариант равномерного распределения этой нагрузки. С целью упрощения расчета нагрузка прикладывается только вдоль хребтовой и боковых балок (рис. IX. 10, а). Интенсивность погонных нагрузок на хребтовую qx и боковые балки определяется следующими формулами:
q __ £ Рпол	.	е> ^пол I ^куз—/ту
= kl	+------Гь----’	(1ХЛ)
где Р2 — вес хребтовой балки;
У3! — вес остальной части рамы и настила пола;
2L — расчетная длина кузова;
кг и kz — коэффициенты распределения нагрузки, зависящие от конструкции настила пола и вспомогательных балок рамы. Если пол настилается неразрезными поперечными досками, то полезная нагрузка распределяется как реакции жестких опор двухпролетной балки, и в этом случае = 5/g и k2 = ®/16.
Реакции подпятников составляют = 0,5 (Дпол “ ^куз)-
Схема нагрузки продольными сжимающими силами Тс показана на рис. IX.10, б. Здесь аг — расстояние от оси концевой балки до задних упоров автосцепки. На рис. IX. 10 показаны только «стержни» kk, Е и балки рамы.
Давление р сыпучих грузов действует на обшивку боковых и торцовых стен и изменяется по высоте пропорционально расстоянию у (рис. IX. 11, а) от горизонтальной поверхности груза до рассматриваемой точки:
р = WV (45°—0,5 a),	(IX.5)
где у и а — соответственно удельный вес и угол естественного откоса груза, значения которых при расчете по I режиму (см. главу IV) принимаются согласно нормам [77, с. 18—20].
При расчете по III режиму принимается а = 0, а величина у умножается на (1 + /гц), где — коэффициент вертикальной динамики, опре-
Рис. IX.11. Схемы распределения давления сыпучих грузов на элементы конструкции кузова:
а — распределение давления по высоте; б — схема определения нагрузки на стойки и обвязки; в — эпюры погонных нагрузок по стойкам и обвязкам полувагона
238
N имеют продольную штриховку. Эпюры поперечных сил Q заштрихованы прерывистыми линиями. Крутящие моменты 7ИК по поперечным балкам постоянны, поэтому их эпюры не построены, а ординаты указаны у стержня. Общий вид эпюр в основной системе от вертикальной статической нагрузки (см. рис. IX.10, а) и от продольных сжимающих сил (см. рис. IX.10, б) показан на рис. IX. 14, а и б. Эпюры от распора сыпучего груза (см. рис. IX.11, в) показаны для участка основной системы на рис. IX.14, в. Аналогично строятся эпюры от других внешних сил. Все вычисления ведутся на ЦВМ. В определенной форме записывается исходная информация. Нумеруются участки стержней, в пределах которых эпюры прямолинейны. Криволинейные эпюры для этих участков приводятся к эквивалентным прямолинейным из условия сохранения их площади и положения центра тяжести. Все ординаты единичных эпюр и эпюр от внешних сил по краям каждого участка записываются в виде совокупности простейших формул [77, с. 274— 284]. Информация о длинах и геометрических характеристиках сечений участков стержней задается отношениями (см. п. VII 1.9)
^ = 211^.
’llzi
которые записываются в виде матрицы податливости.
На основании формул для ординат единичных эпюр и эпюр от внешних сил с использованием матрицы податливости составляется программа всех вычислений по методу сил до получения матриц искомых ординат суммарных эпюр изгибающих моментов М, а также нормальных N и поперечных Q сил по всем стержням расчетной схемы [77, с. 289—297].
Рис.	IX. 15.	Неизвестные
усилия взаимодействия обшивки и балок рамы и эпюры в основной системе:
а — основная система и групповые неизвестные Xt при
<5g—I; б — эпюры от групповых неизвестных; в — эпюры от
При l=6g
241
Рис. IX.13. Эпюры М, Q, N и Мк в основной системе от Azi=I;
а—при	I; б —при gsS«C2g— 1; в — при 2g-gi«S3g—1; г — при3g; д — при 3g+l<t-<;4g—1
240
Рис. IX. 16. Эпюры изгибающих моментов и нормальных сил по элементам кузова крытого грузового вагона
в основной системе она отделяется от балок и
Путем специального построения матрицы сочетания внешних нагрузок можно получить эпюры как от отдельных внешних нагрузок, так и от сочетания одновременно действующих нагрузок согласно I и III расчетным режимам.
На основании суммарных эпюр М, N и Q в балках рамы рассчитывают напряжения непосредственно по формулам сопротивления материалов. В боковых стенах и крыше на основании суммарных эпюр /И, N и Q (по «стержню» kk) напряжения могут определяться по формуле (IX.1), если соблюдаются условия, оговоренные в замечаниях к этой формуле.
Уточненный расчет напряжений в боковых стенах и крыше, особенно в зонах вырезов и вблизи от точек приложения сосредоточенных сил, следует вести на основе теории оболочек.
Если на раме имеется тонкая обшивка (см. рис. IX.8), то усилия взаимодействия пред-
ставляются в виде равномерно распределенных касательных усилий, которые по продольным сторонам приводятся к неизвестным силам Xt (рис. IX. 15, а), а по поперечным—к силам Х^ и Хщ. Последние определяются из условий равновесия пластинок:
ДОГ ука бу. тол руз
име
Xib — Xiilf; Xib — Хщ lt+1.
На рис. IX.15, а показаны групповые неизвестные Xt. Единичные эпюры для одной группы Xt = 1 в основной системе изображены на рис. IX. 15, б. Для крайнего правого участка схемы (негрупповая сила Xt — 1) эпюры показаны на рис. IX. 15, в. Пластинки изображены в виде отрезков стержней п — пс площадями сечений бй (6 — толщина обшивки). По этим отрезкам построены эпюры поперечных сил.
Для приближенных расчетов, а также с целью изучения метода расчетную схему (см. рис. IX.7) можно упрощать, доводя число неизвестных до двух-трех. Например, если при расчете на симметричную вертикальную статическую нагрузку кузова без обшивки на раме принять йб == 0 и пренебречь сопротивляемостью поперечных балок кручению, то останутся только неизвестные изгибающие моменты в хребтовой балке Xt (i = 1, 2, 3. ..., g—1). Включив в схему восемь поперечных балок и учтя симметрию, получим только три неизвестных. В этом случае расчеты по методу сил можно выполнить вручную с использованием матриц.
Два характерных примера эпюр для кузова крытого грузового вагона без обшивки на раме показаны на рис. IX. 16.
На рис. IX.16, а изображены эпюры изгибающих моментов (кН-м) и нормальных сил (кН) от вертикальной статической нагрузки брутто, а на рис. IX. 16, б — от сжатия по осям автосцепок силой 1 МН. Как следует из эпюр, хребтовая балка постоянного сечения наиболее напряжена вблизи шкворневой балки, а в средней части прочность ее недоиспользуется. Изгибающие моменты во всех поперечных балках возрастают от нуля на концах 242
ус изг КуЕ слс ДЛ1
yci
ста ны бр: чаг и з пр< pei пл.
Об1 на. фо лы вн ны одни ны (Е
пр уп ни фс
ГД
FnP и ^пр — соответственно площадь и момент инерции приведенного сечения кузова, вычисляемые по формулам:
ГпР = 2(а4^.	(IX.8)
\ Е )	Е	\ с )
Здесь fi — площадь сечения i-ro элемента;
7о; — момент инерции площади i-ro элемента относительно его центральной оси;
?1 — ордината центра тяжести площади i-ro элемента относительно произвольной горизонтальной оси;
z0 — ордината центра тяжести приведенной площади всего сечения относительно той же произвольной оси:
(IX. 10)
Ри
а —
( fi —
V Е
z0 = --------
F г пр
Если внутренняя обшивка имеет вертикальную гофрировку, то ее продольная жесткость существенно уменьшается, что следует учитывать, принимая для нее пониженный приведенный модуль упругости £гпр. Более целесообразной является гладкая внутренняя обшивка с присоединенными подкрепляющими вертикальными элементами.
Основные срединные напряжения в трехслойной оболочке кузова в зонах вырезов приближенно можно определять так же, как при расчете кузовов пассажирских вагонов с обычной подкрепленной обшивкой. Если на участке вырезов поперечная сила Q для кузова в целом пренебрежимо мала, то применяют формулу (IX.7). Зная основные срединные напряжения в каждом слое трехслойной оболочки, можно определить погонное нормальное усилие Nx (усилие на единицу ширины), действующее на все три слоя:
Nx = oxl бг 1+ oKC-2ft- 1 +ох2	1 = -^- (А- 21 6Х + ^-Zc.2h+-^-z2 бЛ +
Др \ Е	Е	Е ]
ах-н) гпр \ Е	Е	Е /
в г ци
рО1 ра» в к, мь ни хо це. по
об но ра
(С1 с (э» то yi эт Q дс
где Еъ Е2 и Ес — модули упругости материалов соответственно наружной, внутренней обшивок и заполнителя;
zlt zc и z2 — ординаты средних точек трех слоев (наружной обшивки, заполнителя и внутренней обшивки), лежащих на одной нормали к поверхности оболочки;
6i, 2ft и 62 — толщины слоев.
На участках трехслойной оболочки кузова, кроме основных срединных напряжений, могут возникать дополнительные срединные напряжения, если эти участки связаны с балками, высота сечения которых превосходит толщину трехслойной плиты (шкворневые, хребтовая балки и др.). При изгибе балки трехслойная плита играет роль своеобразной широкой полки. Дополнительные погонные нормальные усилия Лтдоп в трехслойной плите, соответствующие дополнительным срединным напряжениям, определяются по формуле (IX. 11), в которой следует принимать: М — изгибающий момент балки; N — 0; /пр, Fnp и z0 вычислять по формулам (IX.8)—(IX. 10) для поперечного сечения балки совместно с трехслойной плитой приведенной ширины ftnp; zit zc, z2 — ординаты средних точек рассматриваемых слоев относительно оси, проходящей через центр тяжести приведенного сечения балки.
Расчет по методу конечных элементов выполняется для более точного определения напряжений и перемещений в кузовах с несущими трехслойными плитами. Однако универсальные расчетные схемы, обычно применяемые 244
пе ш КС
(У
Н1 п. СЕ И р-С) п; П к
q м
н в
м и
до максимума в средних сечениях. Поэтому с целью снижения массы, как указано выше, их изготовляют в виде бруса равного сопротивления изгибу. Шкворневые балки получают изгиб в горизонтальной плоскости не только от сжатия кузова по осям автосцепок, но и от вертикальной нагрузки. Боковые стены и крыша наиболее напряжены в средней зоне.
Расчет кузова грузового вагона с боковыми стенами, каркас которых имеет форму ферм, изложен в учебнике [8, с. 254—256].
IX.5. Особенности расчета кузова с несущей конструкцией в виде трехслойной оболочки
Определим основные срединные напряжения и усилия в поперечном сечении кузова. Эти напряжения вызываются изгибающими моментами М, нормальными N и поперечными Q силами для кузова в целом. При расчетах трехслойных плит, кроме напряжений в слоях, рассматривают усилия в сечениях плиты на участках единичной длины (Z = 1). На рис. IX. 17 показаны срединные нормальные напряжения ож1, °х-2 и °хс в слоях 1, 2 и с и соответствующее погонное нормальное усилие Nx. Усилие N х имеет размерность Н/м.
При расчете основных срединных напряжений в сечениях кузова, достаточно удаленных от вырезов и точек приложения внешних сосредоточен
ных сил, кузов рассматривается как один брус. В расчетное сечение (рис. IX. 18) включаются наружная 1 и внутренняя 2 обшивки и заполнитель с трехслойных плит, а также продольные подкрепляющие элементы. Внут-рений слой, выполненный из легкого пенопласта, связывает наружную и внутреннюю обшивки и обеспечивает их устойчивость, однако он слабо сопротивляется продольным деформациям, так как имеет сравнительно малый модуль упругости Ес. Если наружная и внутренняя обшивки, а также все продольные подкрепляющие элементы выполнены из одного материала и не учитывается влияние заполнителя, то расчет основных срединных напряжений ох ведется по формуле (IX. 1).
Если для различных элементов сечения применены материалы с разными модулями упругости, то основные срединные напряжения в i-м элементе сечения определяются по формуле
( М	N \ Ej	TY
°х/= ------г + -—	(IX.7)
\ 7 up	гпр ) с
где Et — модуль упругости материала i-ro элемента;
Е — произвольное число, обычно принимаемое равным модулю упругости одного из материалов (к которому приводится сечение);
z — расстояние от центральной оси приведенного сечения до точки, в которой определяются напряжения;
Рис. IX. 17. Срединные напряжения в слоях и их равнодействующая на участке единичной длины
Рис. IX. 18. Расчетное сечение кузова типа трехслойноп оболочки с плоской (а) и гофрированной (б) наружной обшивкой
243
Рис. IX.19. Комбинированная расчетная схема для кузова типа трехслойной оболочки: а — стержневая часть; б — элементы верхнего листа; в — элементы среднего слоя: г — элементы нижнего листа, присоединяемого к балкам рамы; д — отдельный элемент — стержень
в этом методе для решения задач теории упругости, при расчете сложных конструкций кузовов вагонов приводят к большому объему вычислений.
Уменьшения трудоемкости расчетов можно достигнуть применением комбинированных расчетных схем. За основу принимаются традиционные для вагоностроения расчетные схемы, построенные независимо от метода конечных элементов, и в них включаются части, характерные для указанного метода. Такие комбинированные схемы для кузова в целом позволяют получать уточненную картину напряженного состояния отдельных интересующих конструктора участков кузова. Для получения необходимой точности при минимальном числе узлов и степеней свободы в расчетной схеме целесообразно также вводить специализированные конечные элементы различных типов [56].
Для кузова с несущей трехслойной оболочкой, имеющего металлическую раму обычного типа с хребтовой балкой, одной из важных задач является анализ совместной работы трехслойной плиты пола и балок рамы. На рис. IX. 19 показан вариант расчетной схемы для этого случая. За основу принята ранее описанная схема (см. рис. IX.7). Она представлена совокупностью конечных элементов — стержней с жесткими выступами £ (рис. IX. 19. а). Высота е (рис. IX. 19, д) этих выступав (эксцентриситет) равна расстоянию от центра тяжести сечения стержня до крайней точки. Верхний и нижний листы трехслойной плиты представляются плоскими треугольными или прямоугольными элементами. На рис. IX. 19, биг показаны группы этих элементов для одного участка схемы с нумерованными узлами (см. рис. IX. 19, «). Средний слой плиты составлен из элементов в виде прямоугольных параллелепипедов (рис. IX. 19, в).
Таким образом, в схеме применены три типа элементов. Соединение элементов происходит в узлах, часть которых занумерована (показаны общие номера узлов —
При расчете произвольно задаются законами распределения напряжений (или перемещений) внутри элементов в функции перемещений узлов. Поэтому достаточно найти перемещения узлов, чтобы полностью решить задачу о напряженном состоянии конструкции.
Если в узлах элементов — стержней рассматривать по шесть степеней свободы (учитывать все виды пространственной деформации стержней), в узлах элементов нижнего и верхнего листов плиты по две степени свободы (рассматривать их в условиях плоской задачи теории упругости), а в узлах элементов среднего слоя по три степени свободы (учитывать только сопротивляемость слоя сдвигу в плоскостях хОг и уОг и сжатию в направлении оси Ог), то с учетом симметрии для изображенной на рис. IX. 19 схемы получим более 100 неизвестных перемещений узлов, определяемых системой линейных алгебраических уравнений (уравнений равновесия узлов). Все этапы расчета выполняются автоматически на ЦВМ с помощью совокупности программ. При необходимости повысить точность расчета можно принять деление на более мелкие элементы.
В качестве исходных данных составляются матрицы координат узлов, геометрических характеристик сечений стержней, толщин слоев плиты и упругих характеристик материалов. Внешние силы приводят к узлам.
Общая устойчивость сжатых участков трехслойной оболочки проверяется от действия усилий Nx. Такие участки рассматриваются как отдельные прямоугольные плиты.
Вначале определяются критические усилия Nхе для идеализированных условий: материал считается упругим при любых напряжениях, а форма плиты — идеально правильной [75, т. 2, с. 245—326].
245
При сжатии в одном направлении Ох (рис. IX.20) величина пхе определяется формулой
л2 D
Nxe=~ mt,	(IX. 12)
где D — приведенная цилиндрическая жесткость плиты;
Ь — ширина плиты (в направлении, перпендикулярном действию нагрузки Nж); mt — коэффициент, зависящий от условий закрепления кромок плиты, от отношения сторон aJb и параметра сдвига k.
Приведенная цилиндрическая жесткость трехслойной плиты:
D = £4 +Ог+Ос +tf2 + В2 tf2;
12(1-11?) ’	12(1-pi) ’’
61	б2
Л1 — Л1 + ’	; //г=йг+	1 ht—h—Hq; h<i — h-\-hB,
(IX. 13;
(IX.14)
В — £i-p£2-|-£c.
(IX. 15)
(IX. 16)
(IX. 17)
Для сплошного изотропного заполнителя (пенопласт)
2Ech	Ec(ht~}~h'v)
On =	‘	---— °
1_р2’	3(1-р2)
Параметр сдвига определяется по формуле л2 Вв h k~" 2Gb2 ’
где G = Gc — модуль сдвига сплошного заполнителя: В свою очередь
=	~Z~ Вс——— (Bj — В2)2.
о	£>
Если все кромки плиты принять шарнирно опертыми, то при а/b < 3 величина mt определяется из графиков рис. IX.21.
После определения усилий Nxe вычисляют исправленное значение критического усилия Nxk. Для этого находят напряжения во внешних слоях плиты, отвечающие усилию Nxe:
Вг Nxe	В.: Nxe
°xel = „с • Оже2= DX »	(IX. 18)
/50]	0О2
и сравнивают их с пределами текучести от1 и оТ2 материала обшивок, если материал имеет ярко выраженную площадку текучести, в противном случае — с пределами пропорциональности опц1 и 0Щ2.
Если < оту или ахе} < оП1,у (где /= 1 для наружной и /= 2 для внутренней обшивок), то вносят исправление, учитывающее только качество изготовления плит. Усилие, рассчитанное по формуле (IX. 12), умножается на коэффициент 1] = 0,8 -j- 1,0. Таким образом,
^fxk — ^хе Л•	(IX . 19)
Если oxej > Ощ;, то критическое усилие рассчитывают по приближенным формулам для )= 1 и / = 2:
В xkj —®xhj о 5	(IX.20)
Bj
1+Ф7 о^=^в7-1+ч1).+^ ;	(ix.21)
Ф7—-Т22- •	(IX .22)
где ов?- — предел прочности материалов наружной (/= 1) и внутренней (/ = 2) обшивок.
246
Из двух значений Nxki и /Vx>,, выбирают меньшее.
Для материалов с ярко выраженной площадкой текучести (мягкая сталь) при oxej > oTj. принимают меньшее из двух значений:
В6}
(у = 1,2).	(IX.23)
Bi
Общая устойчивость сжатых плоских участков оболочки (пол, боковые стены) оценивается отношением критических усилий Nxk, найденных по формуле (IX. 19) или (IX.20)—(1Х;23), к действующим Nx, рассчитанным по формуле (IX.11), —сумме основных и дополнительных;
Из формулы (IX. 12) и рис. IX.21 следует, что наиболее простым способом повышения общей устойчивости трехслойных плит является увеличение приведенной цилиндрической жесткости D и уменьшение параметра сдвига k.
При заданных материалах это достигается соответствующими изменениями величин б2 и h. Размеры плиты а (длина) и Ь (ширина) определяются положением соседних поперечных и продольных подкрепляющих стержней (стоек, обвязок, балок). Чтобы уменьшить размер Ь, необходимо ввести дополнительные стержни достаточно большой жесткости; Легкие стрингеры или гофры несущественно влияют на общую устойчивость трехслойиой плиты, если ее толщина достаточно велика. Однако они могут оказаться целесообразными по технологическим причинам — для уменьшения начальной погнутости обшивки (см; рис. IX. 18, б), что благоприятно скажется на местной устойчивости внешних слоев плиты.
Напряжения изгиба определим для прямоугольной трехслойной плиты, загруженной по нормали равномерно распределенной нагрузкой q. Прогибы w посередине, максимальные нормальные напряжения во внешних слоях и заполнителе (ож, о„) и максимальные касательные напряжения в заполнителе (т|/2С, тжгс) определяют по формулам (рис; IX.22):
I
5	qlA
w =------ -----т,:
384	D	1
Сц=А1т2г; Qx = Atm3z.
Eiqb^
Ai 8D(l-pf) ’
D'
C=-----qb-, D =
4hD
= Bi hi Hi h3 HEq,
(IX.24)
где i = 1; 2 для наружного и внутреннего слоев; i = с для заполнителя. Величины D, Вг, В2, Hi, Н2, hi, h2, De вычисляют по формулам (IX; 13) — (IX. 15).
Рис. IX.20. Схема нагрузки и обозначения трехслойной прямоугольной плиты
Рис. IX.21. Графики для определения коэффициента mt в зависимости от отношения а/b сторон плиты при различных значениях параметров сдвига k
Рис. IX.22. Составляющие напряжения при изгибе плиты
247
Координаты z точек пластины по толщине отсчитываются от начала координат О (см. рис. IX.20), расположенного на расстоянии 1г0 от средней плоскости заполнителя (см. формулу (IX. 14)].
Коэффициенты тп (п = 1, 2, 3, 4, 5) определяют по графикам в зависимости от условий опирания плиты, от отношения Ь/а и параметра сдвига k [см. формулу (IX. 16)]. Если все кромки шарнирно оперты, то mY = с, + fec2, причем коэффициенты и с2, а также т2, т3, и т3 принимают по графикам рис; IX.23, а. Если кромки 1 и 2 (см. рис. IX.22) шарнирно оперты, а кромки 3 и 4 защемлены, то при k > 0,5 принимается mY = с3 + /гс2, где с2 и с3 берутся по графикам рис. IX.23, в. При /г ^0,5 коэффициенты тг определяются непосредственно по рис. IX.23, в, т2, т3, тА и т3— графиками рис. IX.23, биг. Величина т3 принимается отрицательной.
г	2ft
Формулы (IX.24) применяются при условиях -г—j—>3, k -С 1 при расчете °1 г °2 напряжений и k 10 при расчете прогибов.
Для оценки местной устойчивости внешних слоев трехслойных плит определяются критические напряжения в обшивке при сжатии в одном направлении. Обшивка рассматривается как пластина на упругом основании, причем форма волн при выпучивании считается цилиндрической.
Вначале определяют критические напряжения для идеализированных условий (внешние слои и плита в целом идеально плоские, материал упругий при любых напряжениях). При сжатии плиты с заполнителем из пенопласта в направлении оси Ох критические напряжения внешних слоев вычисляют по формулам:
/~ Р • р о	h	3 /~ р р
^^0,91|/	при 1->Л=0,4|/
. Л EjEc&j	h
°^-0,58|/	ПРИ <Л; / = 1;2.
Затем определяют исправленные значения критических напряжений.
(IX.25)
mtf.
ms
Рис. IX.23. Графики для определения коэффициентов тп
248
Рис. IX.24. Составляющие напряжения в заполнителе
Если <jxej < от^ или оке?- < Ощу, то исправленные значения критических напряжений вычисляют по формуле cxlij = т]оке?- (ц = 0,84-1,0).
Если cxej > оПщ, то исправленное значение критических напряжений находят по формулам (IX.21) и (IX.22), в которых величина oxej определяется по формулам (IX.25).
/Лестная устойчивость внешних слоев трехслойных плит оценивается отношением исправленных критических напряжений к суммарным действующим напряжениям (сумме основных и дополнительных срединных напряжений и напряжений от изгиба плиты). Это отношение должно быть больше единицы при всех режимах нагрузки.
Для оценки местной устойчивости внешних слоев трехслойной оболочки особенно большое значение приобретают точные методы расчета напряжений. В зонах концентрации напряжений могут оказаться целесообразными местные подкрепления и армировка заполнителя.
Прочность заполнителя и склейки слоев трехслойных плит проверяют с учетом отрицательного эффекта начальной погиби слоев по формуле
°расч /	г]2 °в,	(IX.26)
где Орасч j — расчетные напряжения в заполнителе, определяемые по энергетической теории прочности в зависимости от нормальных и касательных напряжений по трем граням элементарного параллелепипеда dxdydz вблизи поверхности заполнителя;
ов — меньший из пределов прочности материала заполнителя или клея при растяжении или сжатии;
— коэффициент, величина которого принимается в зависимости от качества изготовления плиты; обычно т]2 = 0,6.
При этом учитываются основные срединные напряжения по формуле (IX.7), дополнительные срединные напряжения, напряжения от изгиба плиты [формулы (IX.24)] и напряжения, обусловленные начальной погибью (волнистостью) внешних слоев (рис. IX.24), по формулам:
„ Ес wc t Сс wc Г Ес .
О2с/= ffl	2f	hD '
________ r 7	(IX .27)
i /~ Ec Et
/=0,575 |/ -	-oX7-; 1=1,2,
где wc — стрелка начальной волнистости внешнего слоя;
Ох. .— суммарные нормальные напряжения во внешнем слое (срединные и от изгиба плиты).
Прочность заполнителя, а также устойчивость и прочность трехслойных плит можно эффективно повысить применением армировки заполнителя.
IX.6. Приближенный расчет кузова пассажирского вагона
Проектирование кузова пассажирского вагона начинают с решения архитектурных вопросов (выбор и обоснование планировки, расположения оконных и дверных вырезов, формы поперечного сечения, общих размеров кузова и т. д.). Затем (или параллельно) выбирают тип несущей конструкции, способ соединения кузова с тележками и разделение конструкции на основные технологические узлы.
249
Рис. IX.26. Схемы для
приближенного расчета дополнительных напряжений в поясах боковой стены в зоне оконного выреза
дельные балки на двух опорах, загруженные заданными внешними силами. Концевую часть хребтовой балки рассчитывают на растяжение и сжатие силами, передаваемыми автосцепкой, как брус, концы которого имеют опоры на шкворневой и концевой балках. При таких грубых расчетных схемах допускаемые напряжения выбирают путем сравнительных расчетов существующей аналогичной конструкции по таким же схемам.
Сечения стоек боковых и концевых стен идут крыши определяют по эмпирическим нормам.
При использовании стали марки СтЗ сумма моментов сопротивления стоек боковой стены, приходящаяся на 1 м ее длины, должна быть не менее 10 см3, сумма моментов сопротивления дуг крыши, приходящаяся на 1 м2 горизонтальной проекции крыши, — не менее 3 см2, сумма моментов сопротивления всех стоек концевой и тамбурной стен с каждой стороны вагона — не менее 1000 см3, причем две главные стойки должны иметь моменты сопротивления не менее 350 см3 каждая. Крепления стоек концевой стены должны быть рассчитаны на равнопрочность со стойками при условной ударной силе, приложенной к стойкам на высоте 0,5 м от оси автосцепки. Стойки концевых стен предназначены для уменьшения повреждаемости кузова при авариях (антителе--скопические стойки);
Если применяют другие материалы, то приведенные величины изменяют обратно пропорционально пределам текучести материалов;
Пояса боковых стен на участках оконного и дверного проемов под действием поперечных сил получают дополнительные деформации изгиба. Поэтому нормальные напряжения в сечениях кузова складываются из основных напряжений сг0, обусловленных изгибающими моментами М и нормальными силами N для кузова в целом (см. рис. IX.25, б и IX.4, а), которые рассчитывают по формуле (IX.1), и дополнительных напряжений Последние вычисляют на основе предположения, что надоконная и подоконная части боковой стены, которые называют соответственно верхним и нижним поясами, на участке проема изгибаются как балки с двумя заделанными концами под действием поперечной силы Q, вызывающей смещение заделок (рис. IX.26, а).
В приближенном расчете дополнительных напряжений боковые стены рассматривают отдельно от крыши и рамы. Поперечная сила распределяется между поясами пропорционально их жесткости на изгиб. Эпюры дополнительных изгибающих моментов показаны на рис. IX.26, б.
Например, напряжения в точках 1 и 4 сечения I—I (см. рис. 1Х.26,а) определяются формулами:
= а01	йв1; а4 = о04 hui,	(IX.29)
251
Предварительный подбор сечений основных элементов конструкции производят с помощью простейших расчетных схем.
Когда наружный контур поперечного сечения кузова установлен, задаются толщиной обшивки, а также формой, размерами и расположением всех продольных элементов (стрингеры, гофры, обвязки, хребтовая балка) и рассчитывают напряжения во всех элементах среднего поперечного сечения кузова.
Кузов (рис. IX.25, а) рассматривается как балка (рис. IX.25, б) и расчет ведется по формуле (IX. 1) для нагрузок по I, II и III режимам. Эпюры изгибающих моментов М, нормальных сил N и поперечных сил Q от равномерно распределенной вертикальной нагрузки <7 и от растягивающих по оси автосцепки сил Тр имеют тот же вид, что и на рис. IX.4, а. Если применяются материалы, легко корродирующие (например, малоуглеродистые стали), то согласно нормам на проектирование вагонов расчетная толщина обшивки и стенок подкрепляющих стержней должна быть несколько увеличена. При использовании материалов, стойких против коррозии (например, нержавеющих сталей), толщина обшивки и стенок стержней определяется только прочностью и устойчивостью (запаса на коррозию не требуется).
Если в одной конструкции применяют материалы с разными модулями упругости и, в частности, используют трехслойные пластины, то расчет напряжений проводится по формуле (IX.7).
Суммарные напряжения сравнивают с допускаемыми напряжениями (см. главу IV), а для сжатых элементов, кроме того, — с критическими. Необходимо также рассчитать основную частоту колебаний кузова как единой балки, которая согласно нормам расчета и проектирования вагонов определяется формулой
v = /2T7t1/^—(IX. 28) 8лЛ2 V т
где k — эмпирический коэффициент (k = 0,65-4-0,8);
а = 4,73 (для безопорной свободно колеблющейся в пространстве балки);
2L — длина кузова;
10 — момент инерции сечения кузова;
т — масса кузова брутто, приходящаяся на единицу длины.
Частота колебаний v должна быть не менее 8 Гц.
Подбирая элементы поперечного сечения кузова, рассчитывают указанным путем несколько вариантов сочетаний обшивки и продольных подкрепляющих элементов, а затем выбирают из них тот, который имеет наименьшую массу при достаточной прочности.
При выполнении предварительных расчетов шкворневые и промежуточные поперечные балки рассматривают как от-
Рис. IX.25. Общий вид кузова пассажирского вагона и приближенная расчетная схема 259
где Ooi и — основные напряжения соответственно в точках 1 и 4\
QB и QH — поперечные силы соответственно в верхнем и нижнем поясах;
/ок — половина ширины оконного проема;
йБ1 — расстояние от нейтральной оси верхнего пояса до точки /;
/г!й — расстояние от нейтральной оси нижнего пояса до точки 4\ 1В 11	— моменты инерции сечений соответственно верхнего и ниж-
него поясов. В сечениях поясов учитывают только элементы боковых стен, включая обвязки. В сечение верхнего пояса можно включать часть участка крыши малого радиуса непосредственно за верхней обвязкой.
Поперечные силы в верхнем и нижнем поясах определяют по формулам:
<2в = <21-^7-; Qh = Q1-74^-	(IX.30)
'ВТ^Н
где Qi — половина поперечной силы от вертикальной нагрузки для кузова в целом в сечении посередине рассматриваемого окна. Ординаты эпюр Q на рис. IX. 4, а составляют Q — 2
Дополнительные напряжения в поясах несущественны на среднем участке кузова, где Q л; 0 и М = Л4тах, и имеют определяющее значение на участках вблизи шкворневых балок, где поперечные силы достигают наибольшего значения. При расчете нижнего пояса в зоне дверного проема необходимо, кроме того, учесть напряжения от местной нагрузки на пояс (например, от автопогрузчика). Нижний пояс при этом рассматривается как балка с двумя заделанными концами. Приближенный расчет простенков изложен в учебнике [8, с. 258—260].
IX.7. Уточненные расчеты кузова пассажирского вагона
Расчет напряжений в кузове пассажирского вагона типа замкнутой оболочки с учетом всех пространственных деформаций представляет собой весьма сложную задачу. Специфической особенностью кузовов пассажирских вагонов, усложняющей расчет, является большое число вырезов (оконных и дверных).
Строительная механика и теория упругости располагают различными общими методами, на базе которых могут быть построены уточненные расчеты кузова как подкрепленной оболочки с вырезами. К числу таких общих методов относятся разработанный вагоностроителями метод чередования основных систем и обобщенный метод сил [55]. Достоинство этих методов состоит в том, что они обеспечивают возможность уточнения расчетов путем последовательного рассмотрения упрощенных расчетных схем. В частности, они позволяют раскрыть и обосновать возможности применения стержневых расчетных схем (основанных на применении гипотезы плоских сечений).
Эти возможности оказываются ограниченными. Стержневые расчетные схемы позволяют получить удовлетворительные результаты расчета внутренних усилий или напряжений только для отдельных зон кузова. Тем не менее ввиду относительной простоты эти схемы имеют большое практическое значение. Важно лишь установить зоны кузова, для которых такой расчет обеспечивает удовлетворительную точность.
Среди других общих методов следует выделить метод конечных элементов (МКЭ). Этот метод для кузовов пассажирских вагонов типа оболочек является наиболее эффективным как по возможной точности результатов, так и по полноте автоматизации практических расчетов. Для уточненных расчетов кузова пассажирского вагона применяется расчетная схема, составляемая из конечных элементов — пластин и конечных элементов — стержней. При этом сохраняются все особенности расчета по МКЭ, описанные ранее [72, 60].
252
Особый практический интерес представляют специальные расчетные схемы. В этих схемах определенная точность достигается при сравнительно небольшом числе различных простейших элементов, составляющих схему, путем специального их подбора на основе предварительного экспериментального и теоретического изучения конструкций рассматриваемого типа. Например, для кузова пассажирского вагона может быть построена общая расчетная схема (рис. IX.27), которая является развитием схемы грузового вагона, изображенной на рис. IX.7.
На рис. IX.27 показана только характерная часть схемы для одного конца кузова
Рис. IX.27. Общая расчетная схема кузова пассажирского вагона
по одну сторону от его вертикальной продольной плоскости симметрии. Главная часть общей расчетной схемы представляет собой совокупность двух систем.
Первая система, изображенная сплошными линиями, наиболее просто воспроизводит способность кузова с вырезами воспринимать общие изгибающие моменты М, нормальные N и поперечные Q силы, обусловленные вертикальными и продольными силами. Вторая система, изображенная штриховыми линиями, воспроизводит способность кузова сопротивляться деформациям контуров поперечных сечений. Первая схема определяет основные срединные напряжения, вторая—напряжения от изгиба подкрепляющих элементов и дополнительные срединные напряжения в обшивке (см. п. IX.3).
Общая расчетная схема имеет различную структуру в правой части рис. IX.27 вдали от точек приложения больших внешних сосредоточенных сил (продольные усилия, реакции пятников) и вблизи от этих сил в левой части рисунка. В правой части «стержень» (нижний пояс) имеет профиль сечения Ж — Ж, в который входят все элементы сечения подоконной части кузова. В левой части «стержень » ff (нижний пояс) имеет профиль сечения 3 — 3, в который не включена хребтовая балка рамы, а обшивка рамы включена частично (учтено ее сопротивление продольным деформациям). Вместе с тем в левой части обшивка рамы введена в виде специальных элементов П—пластин, сопротивляющихся только сдвигу (см. рис. IX.8). Кроме того, введена «балка» агаг, воспроизводящая способность хребтовой балки сопротивляться продольным деформациям. Способность хребтовой балки сопротивляться изгибу воспроизводится «балкой» а2а2, которая проходит по всей длине кузова (если он имеет хребтовую балку).
«Стержень» gg (верхний пояс) имеет профиль сечения И — И, в который включаются все элементы сечения надоконной части кузова. «Стержни» fifi, ff и gg располагаются на уровнях центров тяжести сечений Ж — Ж, 3 — 3, И — И и соединяются «стойками», каждая из которых имеет два абсолютно жестких участка Е и средний упругий участок Е,. Последний воспроизводит сопротивляемость простенка деформациям в плоскости боковой стены (см. сечение Л — Л). «Стержни» fxfr, gg и «стойки» образуют безраскосную ферму. Моменты инерций сечений вычисляются относительно осей О — О. Положения оконных и дверного вырезов показаны тонкими сплошными линиями.
253
Рис. IX.28. Пространственная схема простенка
Штриховые линии 1— 2—3—4 представляют поперечные рамки, образованные поперечными балками рамы, стойками боковых стен и дугами крыши. Предполагается, что они сопротивляются только деформациям в поперечных плоскостях. На рис. IX.27 для упрощения простенок (сечение Л — Л) представляется одним стержнем 2—3. На участках Е и Ех штриховая линия не показана. Она видна при рассмотрении узлов. Момент инерции сечения Л — Л простенка вычисляется относительно оси Ох — Ох. Про-
дольные штриховые линии сгсъ
с2с2 и с3с8 аналогичны линиям bb, со и dd
на рис. IX.7. Связи между элементами схемы показаны на вынесенных узлах V — VIII (узлы I, II, III показаны на рис. IX.7). В схему могут быть включены раскосы R и элементы Н концевой стены.
В расчетную схему можно вносить различные изменения, качественно уточняющие ее в отдельных узлах. Например, применяя для простенков пространственную схему, изображенную на рис. IX.28, можно выявить такую важную особенность их работы, как эффект Сафонцева1. На участке Ех схемы вводятся абсолютно жесткие элементы Т, соединенные вертикальными связями со стойками 2Х3Х и 2252. Вследствие эксцентриситета у0 между центрами тяжести сечений М2 — М2 стоек и плоскостью расположения элементов Т (плоскость обшивки) возникает кручение простенка. В сечение Л — Л включается только обшивка. При увеличении числа элементов Т
возрастает точность схемы.
Если для рамы нужно найти как основные срединные напряжения, так и напряжения в балках от их местного изгиба, то из расчетной схемы (см. рис. IX.27) можно убрать элементы 2 — 3 — 4, 6*1 Cl J Сс)С<^у CgL-g. Для случая, когда требуется определить только основные срединные напряжения в раме, боковых стенах и крыше, в схеме можно сохранить лишь элементы gg, ff, fxfx, ЕХЕХ, которые образуют традиционную схему кузова в виде безраскосной фермы (рис. IX.29, а}.
При выборе метода расчета описанных схем следует предусматривать автоматизацию расчетов и минимальную трудоемкость. При расчетах по
методу сил могут использоваться матричные алгоритмы, изложенные в работе [72, с. 260—297]. Однако наиболее полная и удобная автоматиза-
ция достигается применением метод конечных элементов.
1 Эффект, установленный К. А. Сафонцевым, заключается в появлении скручивания простенков при всех эксплуатационных нагрузках [77, с. 369].
Рис. IX.29. Расчетные схемы кузова пассажирского вагона: а — в виде обычней безраскосной фермы; б — со специальными расчетными моделями простенков;
6 — преобразованная
254
Расчет кузова как безраскосной фермы может быть значительно упрощен, если для простенков принять расчетные модели, которые обеспечивают их антисимметричные деформации (рис. IX.29, б). Это достигается включением в схему абсолютно жестких элементов Т и U, образующих шарнирные четырехзвенники с параллельными сторонами. Для типовых конструкций пассажирских вагонов эта схема удовлетворительно согласуется с экспериментальными данными. Вместе с тем такую схему можно преобразовать и заменить более удобной, показанной на рис. IX.29, в. В этой схеме из верхнего пояса выделен условный стержень, сопротивляющийся только изгибу. Он перенесен и объединен с нижним поясом [77, с. 334]. Поэтому пояса в схеме необычные (приведенные). Для верхнего приведенного пояса I •= О, F = FB, для нижнего / = = /нп «= /н + /в, F = /-н. где /н, /в, FH, FB — соответственно моменты инерции и площади сечений нижнего и верхнего поясов кузова.
Вследствие простоты изображенных на рис. IX.29, бив схем все расчеты можно легко выполнить вручную при любом числе вырезов на боковых стенах. Использовать схему, показанную на рис. IX.29, а, можно только на основе применения ЦВМ.
Общий порядок расчета кузова без хребтовой балки по схеме рис. IX.29, в следующий. Вначале составляют расчетную схему кузова, проводя ее линии через центры тяжести сечений поясов и простенков. На рис. IX.30, а расчетная схема нанесена штриховыми линиями на боковую проекцию кузова.
В конечных частях расчетная схема имеет не такую структуру, как на рис. IX.29, б или в. Концевые стойки присоединены шарнирно к нижнему и верхнему приведенным поясам (см. рис. IX. 30, а), так как в данном случае предполагается, что жесткость этих стоек мала по сравнению с жесткостью сравнительно широких простенков. Вся вертикальная нагрузка может быть приложена к нижнему приведенному поясу с сохранением действительного закона распределения по длине кузова.
Расчет полученной схемы удобно выполнять по методу сил. Основная система, построенная путем разрезов верхнего приведенного пояса, приводит к трехчленным уравнениям и обеспечивает простоту расчета. Эпюры изгибающих моментов М и нормальных сил N по поясам, а также эпюры изгибающих моментов М и поперечных сил Q по простенкам от неизвестных 255
Х} = I и Хг+1 = 1 (единичные эпюры) в основной системе показаны на рис. IX.30, б. Эпюры от остальных неизвестных, располагаясь на соответствующих контурах, имеют такой же вид.
Эпюру от внешней нагрузки в основной системе для кузова без хребтовой балки строят по нижнему поясу так же, как для простой балки на двух опорах.
Суммарную эпюру изгибающих моментов по нижнему приведенному поясу распределяют между верхним и нижним поясами пропорционально их моментам инерции. Таким образом переходят от приведенных поясов (см. рис. IX.29, в) к действительным (см. рис. IX.29, б).
Поскольку в действительности усилия от простенка на пояс передаются не в точке, а по всей ширине простенка, эпюры изгибающих моментов по поясам не должны иметь скачка в середине простенка. На участке простенков приближенно эпюру можно принять в виде прямой, соединяющей ординаты суммарной эпюры под краями вырезов. Общий вид суммарной эпюры показан на рис. IX.30, е (ординаты в кН • м); !, — I — среднее сечение кузова.
Ординаты эпюры нормальных сил по поясам от вертикальной нагрузки имеют величину:
NBi = - Xf; NBf = Xt.	(IX.31)
Изложенный порядок расчета, основанный на допущении о недефор-мируемости контура поперечного сечения, относится к кузову без хребтовой балки. Расчет кузова с хребтовой балкой выполняют так же, как без хребтовой, но ординаты эпюры от внешней нагрузки по нижнему приведенному поясу в основной системе вычисляют по формуле
Mv = М — Мхр,	(IX.32)
где М — изгибающий момент от всех сил, приложенных к кузову:
Л4хр — изгибающий момент в хребтовой балке, полученный при расчете рамы кузова.
Стержневые расчетные схемы для кузова типа оболочки имеют ограниченные возможности. Характерная особенность стержневой системы, изображенной сплошными линиями на рис. IX.27, а также расчетных схем, показанных на рис. IX.29, о и б, состоит в том, что они позволяют получить с приемлемой точностью интегральные характеристики внутренних усилий, т. е. величины М, N nQ по сечениям поясов и простенков для значительной области кузова.
Исключение могут составлять концевые части кузова: Однако расчет напряжений по формулам сопротивления материалов на основе установленных значений М, N и Q для многих участков кузова не обеспечивает достоверных результатов.
IX.8. Расчет напряжений в поясах кузова пассажирского вагона типа замкнутой оболочки
При проектировании важно уметь обоснованно выявлять и использовать те случаи, когда удовлетворительная точность расчета напряжений в поясах обеспечивается элементарными формулами.
Рассмотрим пояса кузова, отделенные от простенков, как открытые цилиндрические оболочки. Нагрузками для поясов являются усилия, передаваемые простенками, и внешние силы.
Схему нагрузки поясов можно представить в виде, показанном на рис. IX.31. Нагрузку считаем симметричной относительно средней вертикальной продольной плоскости. Равнодействующие усилий, передаваемых простенками на пояса, определяются приближенно из расчета кузова как стержневой системы.
Напряжения, обусловленные всеми действующими на пояс силами, можно получить как сумму напряжений, вызванных каждой силой в отдельности. Особенности распределения в нижнем поясе напряжений, вызванных отдельными характерными силами, можно наглядно выяснить из 256
рассмотрения результатов расчета П-образной оболочки, которые показаны в виде графиков на рис. IX.32. Расчеты выполнены на основе метода П. Ф. Пап-ковича [77, с. 346—351] для оболочки, подобной нижнему поясу кузова пассажирского вагона. На рис. IX.32 показано распределение напряжений от пар моментов М, передаваемых на пояс двумя простенками, расположенными симметрично относительно продольной вертикальной плоскости. Цифрами 1 и 2 обозначены линии эпюр распределения напряжений gx, действующих по площадкам, перпен-
1-я группа сил . г-я группа сил \1-я группа сил
Рис. IX.31. Схема к расчету напряжений в поясах
дикулярным продольной оси оболочки. Этими же цифрами на оболочке отмечены образующие, к которым относятся эпюры. Штриховой линий (эпюра /') изображены напряжения, рассчитанные по элементарным формулам сопротивления материалов. Уравновешивающие силы считаются приложенными к левому концу оболочки.
Рассматривая эпюры распределения напряжений, полученные по точному методу (сплошные кривые) и по элементарной теории (штриховая кривая), приходим к следующим выводам:
по сечениям вблизи участков, на которых приложены внешние силы,
напряжения, рассчитанные по точному методу, могут существенно отличаться от полученных с помощью элементарной теории;
Рис. IX.32. Схема нагрузки П-образной оболочки и эпюры напряжений ах
9
Зак, 1752
257
мальной силы в том же сечении i пояса в суммарной эпюре (см. рис. IX.30, в). В таком случае первые два слагаемых в формуле (IX.35) определяют напряжения, рассчитанные по элементарным формулам сопротивления материалов с использованием суммарных эпюр изгибающих моментов и нормальных сил.
Обозначив эти напряжения через oSi, получаем
os = Os0 —	4-2kj.	(ix.36)
/ F
Из выражения (IX.36) следует, что в общем случае к величине напряжений требуется поправка, определяемая тремя последними слагаемыми. Однако в частных случаях, когда для некоторого сечения j усилия второй группы достаточно малы по сравнению с силами первой группы, поправка может оказаться несущественной, и тогда напряжения aSo обеспечивают приемлемую точность.
Эти условия выполняются для сечений, расположенных в пределах достаточно широкого среднего участка кузова при сжатии или растяжении продольными концевыми силами. С меньшей, но обычно приемлемой точностью эти условия соблюдаются для сечений на узком участке по середине кузова при загружении вертикальной нагрузкой, равномерно распределенной по длине.
Когда усилия второй группы достаточно велики, расчет напряжений следует вести по формулам (IX.33) Или (IX.36), последний член которых вычисляется неэлемен-тарвыми методами.
Для участков, расположенных в непосредственной близости от линий примыкания простенков к поясам, поправка всегда необходима.
Следует отметить, что расчетная схема не может с абсолютной точностью воспроизводить реальную конструкцию и условия нагружения. Поэтому выполнение расчетов даже по наиболее точным схемам для некоторых участков конструкций, особенно для узлов пс-ресечения балок, не позволяет с необходимой надежностью оценивать прочность. В связи с этим необходимо проводить испытания на прочность опытных образцов новых конструкций.
9*
по мере удаления сечений от участков приложения сил разница между напряжениями, полученными с помощью точной и элементарной теории, убывает. Если сечения достаточно удалены от участков приложения сил, то элементарная теория обеспечивает требуемую точность. Необходимое удаление зависит от изгибной жесткости поперечных подкреплений кузова и составляет для типовых вагонов от В до 1,5 В, где В — ширина кузова [19, с. 130—135].
Если в некотором сечении пояса (см. рис. IX.31), проведенном в пределах оконного выреза номера /, необходимо вычислить напряжения от всех сил, действующих на пояс, то эти силы можно разделить на две группы. В первую группу войдут силы, удаленные от сечения / на расстояние, превышающее В. Расчет напряжений в сечении / от этих сил может быть произведен с достаточной точностью на основании элементарных формул. Так как напряжения в элементарных формулах определяются в зависимости от изгибающих моментов, нормальных и поперечных сил, то из всех сил первой группы нужно рассматривать только те, которые расположены по одну сторону от сечения /. Во вторую группу войдут силы, удаленные от сечения / на расстояние, меньшее В. Напряжения в сечении /, обусловленные этими силами, не подчиняются элементарному закону распределения. Расчет напряжений от этих сил может быть произведен только на основе использования специальных методов, причем должны быть учтены все силы справа и слева от сечения j на участке между сечениями /\ и /2.
Учитывая сказанное, можно представить нормальное напряжение в некотором элементе S в сечении / пояса (верхнего и нижнего) в следующем виде:
где Мх и Ni — соответственно изгибающий момент и нормальная сила в сечении пояса от всех сил первой группы, приложенных на участке от левого конца до сечения /;
1 и F — соответственно момент инерции и площадь поперечного сечения пояса;
z — расстояние от нейтральной оси сечения до элемента S.
Третье слагаемое So представляет собой сумму напряжений в элементе S, вызванных силами второй группы. Напряжения от этих сил рассчитываются специальными методами. Наиболее простой алгоритм определения So получается на основе теории оболочек с неизгибаемым контуром сечения переменной кривизны [77, с. 346—357; 19, с. 130—135]. Расчеты с учетом изгиба контура поперечного сечения могут быть выполнены на основе теорий складчатых оболочек 115; 19, с. 87—96]. Применим также метод конечных элементов.
Чтобы выяснить возможность использования суммарных эпюр, общий вид которых показан на рис. IX.30, в, для расчета прибавим и вычтем в правой части формулы (IX.33)
М, , Л7, —-г-г—- , / F
напряжении в поясах выражение
(IX.34)
где Лк и N? — соответственно изгибающий момент и нормальная сила в сечении j от сил второй группы, расположенных слева от этого сечения (на участке j-J).
Тогда формулу (IX.33) можно переписать в виде
Мт+М2 Л\ +Лк лч n2
I Z+ F ~1~Z F
(IX.35)
Величины + Л12 и Л\ + N 2 представляют собой изгибающий момент и нормальную силу в сечении / от всех сил, расположенных левее сечения. Следовательно, они совпадают с величинами изгибающего момента и нор-258
Однако внедрение автосцепки вызвало необходимость предъявления некоторых дополнительных требований к конструкциям вагонов (устройство упругих площадок пассажирских вагонов, ограничение размеров консольных частей рамы кузова, регламентирование разности высот продольных осей сцепных приборов) и к конструкции пути (ограничение радиусов кривых, перегибов вертикального профиля).
Для оборудования подвижного состава автосцепкой потребовались зна-
Рис. Х.1. Схемы перемещения сцепленных автосцепок:
d — нежесткого типа; б —• жесткого типа
чительные капитальные затраты: 200—220 руб. на один грузовой вагон и 250—270 руб. на один пассажирский. Экономия эксплуатационных расходов составила 90 руб. в год на один вагон рабочего парка. Таким образом, капитальные затраты окупились за 2,5 года [97|.
Автоматические сцепки разделяются на два основных типа: нежесткие и жесткие. Кроме того, имеются автосцепки полужесткого типа.
Нежесткие автосцепки (рис. Х.1, а) допускают относитель-
ные перемещения сцепленных корпусов в вертикальном направлении и при разнице в высоте их продольных осей располагаются ступенчато, сохраняя горизонтальное положение.
Перемещения в горизонтальной плоскости обеспечиваются наличием
соответствующих шарниров на концах корпусов.
Жесткие автосцепки (рис. Х.1, б) исключают относительные перемещения сцепленных корпусов. Если до сцепления вагонов имелась разность высот продольных осей автосцепок, то после сцепления они занимают наклонное положение, располагаясь на одной прямой. На концах корпусов имеются полные шарниры, обеспечивающие относительные поступательные и угловые перемещения сцепленных вагонов. Необходимость обеспечения этих перемещений обусловлена изменениями плана и профиля железнодорожного пути, колебаниями кузова на рессорах, силами, действующими на вагоны.
Автосцепки полу жесткого типа подобны нежестким автосцепкам, но отличаются от них устройством центрирующих приборов и концевых шарниров, позволяющих корпусам свободно поворачиваться и в вертикальной плоскости, а также наличием деталей, ограничивающих возможность выхода из зацепления сцепленных автосцепок при их относительных смещениях в вертикальной плоскости.
Достоинствами жестких автосцепок по сравнению с автосцепками не
жесткими являются:
существенное облегчение условий автоматического сцепления тормозной воздушной магистрали, электрических проводов и труб отопления, что имеет важное значение для полной автоматизации процесса формирования поездов, улучшения условий и сокращения затрат труда рабочих;
меньшие зазоры между сцепляющимися поверхностями автосцепок, вследствие чего уменьшаются продольные силы в поезде и повышается плавность его хода;
облегчение работы механизма автосцепки благодаря меньшим перемещениям его деталей и меньшим действующим на них силам;
меньшие износы сцепляющихся поверхностей автосцепок;
меньший шум, возникающий вследствие взаимных проскальзываний и соударений сцепленных автосцепок, что особенно существенно для пассажирских вагонов;
предотвращение наползания вагонов друг на друга при аварийных столкновениях.
261
Глава X
УДАРНО-ТЯГОВЫЕ ПРИБОРЫ
Х.1. Назначение и классификация ударно-тяговых приборов
Ударно-тяговые приборы относятся к основным и ответственным частям вагона. Они предназначены для соединения (сцепления) вагонов и локомотивов, удержания их на определенном расстоянии друг от друга, передачи и смягчения действия продольных (растягивающих и сжимающих) усилий, развивающихся во время движения в поезде и при маневрах.
Если все эти функции выполняет один прибор, то его называют объединенным ударно-тяговым прибором, а если разные приборы, то они называются раздельными тягово-сцепными и ударными приборами. Тягово-сцепные приборы обеспечивают сцепление вагонов и локомотивов, передачу и смягчение действия растягивающих (тяговых) усилий. Ударные приборы (буфера) передают и смягчают действие сжимающих усилий и удерживают вагоны и локомотивы на определенном расстоянии друг от друга.
Приборы, предназначенные для непосредственного соединения вагонов и локомотивов, называют с ц е п к о й, а совокупность частей, передающих и смягчающих действие тяговых усилий, — упряжью. Если последняя расположена вдоль всего вагона и передает его раме часть тягового усилия, равную сопротивлению данного вагона движению или силе инерции его массы, то такую упряжь называют сквозной. Если упряжные приборы расположены по концам рамы вагона и она воспринимает все тяговое усилие, передаваемое упряжью, то упряжь называется н е с к в о з-н о й, или разрезной.
По способу соединения тягово-сцепные приборы разделяют на неавтоматические, при которых сцепление вагонов и локомотивов выполняется человеком, и автоматические, обеспечивающие сцепление без участия человека.
Обычно автоматические сцепки (автосцепки) являются объединенными ударно-тяговыми приборами. Известны также тяговые автосцепки.
Переходу к автоматической сцепке, осуществленном в СССР, а также в США, Канаде, КНР, Японии и некоторых других странах, способствовали ее преимущества по сравнению с неавтоматическими тягово-сцепными приборами:
достаточная прочность сцепных приборов, соответствующая большим продольным усилиям, развивающимся в поездах большой массы. Повышение же массы поездов — один из наиболее эффективных способов увеличения железнодорожных перевозок. При неавтоматическом сцеплении прочность сцепки ограничивается ее массой, увеличению которой препятствуют физические возможности человека (сцепщика);
ликвидация тяжелого труда сцепщиков и существенное облегчение работ по расцеплению вагонов; ускорение процесса формирования поездов;
уменьшение тары вагонов тележечной конструкции за счет облегчения концевых и боковых балок рамы.
Следовательно, переход на автоматическую сцепку является важным этапом технической реконструкции вагонного парка. В результате введения автосцепки устранено одно из главных препятствий использования мощных локомотивов, существенно возросла пропускная и провозная способность железных дорог СССР.
260
Достоинствами нежестких автосцепок по сравнению с автосцепками жесткими является:
упрощение условий сцепления вагонов со значительной разницей высот продольных осей автосцепок (вагонов разных типов, с различным износом колес и других частей, груженых и порожних):
отсутствие сложных концевых шарниров и усложненных центрирующих устройств;
меньшая масса автосцепного устройства; •
более простые конструкция и технология отливки корпуса автосцепки.
Эти достоинства обусловили преимущественное распространение нежестких автосцепок, особенно в грузовых вагонах. Автосцепки жесткого типа применяются в некоторых пассажирских вагонах (в частности, в вагонах метрополитенов).
Однако в последние годы ведутся работы по применению жестких автосцепок и для грузовых вагонов. Используются также автосцепки полужесткого типа, обладающие достоинствами нежестких автосцепок, кроме простоты конструкций концевых шарниров и центрирующих устройств.
Х.2. Автосцепное устройство. Корпус автосцепки
Автосцепное устройство вагона обычно состоит из следующих частей: корпуса и расположенного в нем механизма; расцепного привода; ударно-центрирующего прибора; упряжного устройства; поглощающего аппарата; опорных частей.
Устройство корпуса и механизма автосцепки определяет ее тип и конструкцию, поэтому корпус с механизмом часто называют автосцепкой.
Вагоны и локомотивы магистральных железных дорог Советского Союза оборудованы автоматической сцепкой СА-3 (советская автосцепка, третий вариант), утвержденной в 1934 г. в качестве типовой. Эта автосцепка (рис. Х.2) относится к нежестким.
Корпус автосцепки СА-3 предназначен для передачи ударнотяговых усилий упряжному устройству и для размещения механизма. Корпус представляет собой стальную полую отливку, которая состоит из головной части и хвостовика. Головная часть имеет большой 1 и малый 4 зубья, которые, соединяясь, образуют зев. Из зева выступают части деталей механизма—замка 3 и замкодержателя 2.
Горизонтальную проекцию зубьев, зева и выступающей части замка называют контуром зацепления автосцепки. Для обеспечения
взаимосцепляемости автосцепок контур зацепления стандартизирован (ГОСТ 21447—75). Этот же контур принят для вновь создаваемых автосцепок в европейских странах—участницах ОСЖД. 20-я ассамблея Международного союза железных дорог (МСЖД), состоявшаяся в 1961 г., решила, что разрабатываемые в западно-европейских странах конструкции автосцепок должны обеспечивать сцепление с автосцепкой СА-3 без промежуточных устройств.
Головная часть корпуса имеет упор 5 для передачи сжимающего усилия на раму кузова через розетку, укрепленную на концевой балке, после пол-
ного сжатия поглощающего аппарата и деформаций деталей аппарата и упряжного устройства.
В хвостовике корпуса есть отверстие 6 для клина, соединяющего корпус с тяговым хомутом упряжного устройства. Для облегчения горизонтального перемещения корпуса тореи его хвостовика выполнен цилиндрическим.
Рис. Х.З. Расчетные схемы головной части корпуса автосцепки
При приближенном расчете корпуса на прочность определяют напряжения в сечениях 1, 2 и 3 большого зуба (рис. Х.З, а), в сечениях 4. 5 и 6 малого зуба и в различных сечениях хвостовика, особенно в концевой его части и в месте соединения с головной частью. Расчетными нагрузками являются растягивающие и сжимающие силы.
Растягивающее (тяговое) усилие Тр (рис. Х.З, б) раскладывается на составляющие Nlt N2 и /Vз, приложенные перпендикулярно поверхностям контакта сцепленных автосцепок, при взаимном смещении которых возникают силы трения рЛ\, |iA'2 и нЛ'3.
Сжимающее усилие Т(. (рис. Х.З, в) обусловливает появление нормальных сил Л'4, и Ne и соответствующих сил трения p./V4, рЛ’3 и
По силам Л\ — Ne и рЛд — }iNe вычисляют изгибающие моменты и нормальные силы' в расчетных сечениях и вызванные ими напряжения. Определяют также контактные напряжения в местах приложения сил.
Напряжения вычисляют для наиболее невыгодного сочетания нагрузок, в частности при значениях коэффициентов трения, равных 0,2 и 0,4. Учитывают также концентрацию напряжений, весьма существенную для отдельных точек головной части корпуса.
Точный расчет головной части корпуса затруднен из-за сложности ее конфигурации, а также из-за изменения величины, степени динамичности и точек приложения расчетных усилий в эксплуатации в связи с относительными перемещениями автосцепок, износами поверхностей их контура, переменной величиной коэффициентов трения.
Меньшие трудности возникают при расчете хвостовика корпуса, кроме его концевой части. На хвостовик действует продольная сила Т, равная растягивающему Тр или сжимающему Тс усилию, и изгибающий момент
М = Та-\- FBep х,	(Х.1)
где а — расстояние от линии действия силы Т до нейтральной оси хвостовика (при смещении продольных осей сцепленных автосцепок);
х—расстояние от линии действия силы fEep до рассматриваемого сечения хвостовика;
/Еер — вертикальная сила трения в контуре зацепления, возникающая при относительном вертикальном перемещении сцепленных автосцепок и определяемая по формуле
Рвер =	Т Уа + Мз) Р- или ^вер	“Ь^б) ,ч •
Расчетная схема концевой части проушины хвостовика может быть принята в виде замкнутой рамы с прямолинейными стойками переменной жесткости и ригелем, имеющим форму бруса большой кривизны.
Нормы расчета на прочность вагонов железных дорог СССР определяют величины продольной силы Т = + 2,5 МН, эксцентриситета а — 25 мм (разность уровней продольных осей автосцепок 2а = 50 мм) и напряжений в корпусе автосцепки о ат, где от — предел текучести материала.
Корпус автосцепки целесообразно отливать из низколегированной стали. Уральский вагоностроительный завод использует для корпусов сталь марки 20ГФЛ. Сталь должна иметь такой химический состав (%): углерода 0,17 — 0,25; марганца 1,2—1,5; кремния 0,2 — 0,5; ванадия 0,06 — 0,13; хрома, никеля и меди не более 0,3 каждого; серы и фосфора не более 0,04 каждого. Минимальные значения механических характеристик этой стали согласно ГОСТ 22703—77 составляют; временное сопротивление 539 МПа, предел текучести 392 МПа, относительное удлинение 18%, относительное сужение 30%, ударная вязкость при температуре +20сС 0,49 МДж/м2, прИ —60 ° С 0,245 МДж/м2.
,	263
.. - 9 1	'
£ J-'l	’ '	d
Р аньше корпуса отливались из углеродистой стали и, как показывали испытания, разрушались при усилиях 2,2—3,9 МН, если продольные оси сцепленных автосцепок были совмещены, или при 1,9—3,3 МН, если эти оси были взаимно смещены на 100 мм. Среднее значение разрушающего усилия составляло соответственно 3,1 и 2,9 МН, а начало текучести материала происходило при 2,1 и 1,8 МН.
В связи с увеличением массы поездов и мощности локомотивов, а также из-за недостаточно совершенных тормозов и поглощающих аппаратов автосцепки, наличия значительных зазоров в межвагонных соединениях, особенно опасных при неумелом вождении поезда, иногда в эксплуатации возникают такие ударко-тяговые усилия, которые вызывают разрушения корпусов и некоторых других частей автосцепного устройства. Поэтому возникла необходимость их усиления.
Прочность корпусов и других частей автосцепного устройства можно повысить за счет увеличения их размеров или применения сталей с улучшенными механическими свойствами. Последнее предпочтительно, так как при увеличении размеров деталей не только возрастает тара вагона, но и затрудняется взаимозаменяемость усиленных частей с существующими.
Поэтому корпуса автосцепки, как и тяговые хомуты, боковые рамы и надрессо{зные балки тележек грузовых вагонов, целесообразно изготовлять из н црз колегированных сталей, например марганцовистой марки 20ГЛ, ванадиевой 20ФЛ, марганцовисто-ванадиевой 20ГФЛ [67, с. 44—62]. Эти стали отличаются от обычной углеродистой большими временным сопротивлением и пределом текучести, обладают достаточной ударной вязкостью, хорошей свариваемостью и имеют невысокую стоимость. Разрушение корпусов из таких сталей происходит при усилии 3,8—4,0 Д1Н, если их продольные оси совмещены, и при 3,2—3,7 МН, если они взаимно смещены на 100 мм. Усталостная прочность и «живучесть» корпусов, отлитых из низколегированных сталей, также существенно выше.
Например, корпус автосцепки из стали марки 20ГФЛ имеет предел выносливости на 50% больше, чем из углеродистой стали [67, с. 87—93].
Повышение прочности и надежности корпуса и других частей автосцепного устройства, отлитых из углеродистой стали, может быть достигнуто также путем закалки и отпуска. Согласно исследованиям ВНИИЖТ такая термическая обработка повышает предел текучести на 25—35%, временное сопротивление на 13—20%, износостойкость на 20%. Несмотря на снижение относительного удлинения, повышается сопротивление хрупким изломам. Вместе с тем осуществление закалки и отпуска увеличивает стоимость корпуса на 12%. Однако следует учитывать, что усилия, вызывающие разрушение частей автосцепного устройства, не должны превышать усилий, разрушающих раму кузова, сохранение целостности которой более важно, чем обеспечение прочности деталей автосцепки.
Х.З. Расчет корпуса автосцепки на малоцикловую усталость и вероятность хрупкого разрушения
По мере возрастания интенсивности эксплуатации вагонов (увеличение массы поездов, мощности локомотивов, скорости маневровых операций) фактический запас прочности частей автосцепного устройства соответственно уменьшается и чаще появляются разрушения в эксплуатации.
Исследования показывают, что в ряде мест корпуса автосцепки неусиленного типа неоднократно возникают напряжения, превышающие предел текучести. Такие условия нагружения автосцепки приводят к малоцикловым разрушениям, которые могут быть усталостными, квазистатическими или смешанного типа в зависимости от циклических свойств материала и режима нагружения [84]. Для углеродистой стали (циклически стабильной) преобладающими являются усталостные разрушения. Кроме того, действие 264
значительных нагрузок в сочетании с факторами, способствующими охрупчиванию материала (главным образом низкой температуры), приводит к хрупким разрушениям.
Рассмотрим принципы расчета прочности корпуса автосцепки, принимая во внимание указанные особенности нагрузок и разрушений.
Расчет несущей способности с учетом малоцикловых повреждений представляет собой математическую модель процесса постепенного накопления повреждений от усталости и пластических деформаций при повторных случайных нагрузках. Расчет отражает также возможность внезапного разрушения от значительных перегрузок [58].
Исходными для расчета являются статистические распределения основных влияющих на прочность факторов: внешних нагрузок, эксцентриситетов приложения силы, геометрических характеристик корпуса автосцепки, упруго-пластических свойств материала. Расчет выполняется на основе гипотезы линейного суммирования повреждений (см. п. IV.2).
В данном случае сумма относительных повреждений от внешних нагрузок объединяет три компонента:
S — 1 ев
d П,
повреждения, вызванные малоцикловой усталостью;
(Х.2)
—	повреждения, связанные с накоплением пластических деформаций от тех же нагрузок, которые вызывают малоцикловую усталость (поэтому суммирование производится тоже до i = с);
—	повреждения от многоцикловой усталости;
tit и rij — число нагружений соответственно г-го уровня с пластическими деформациями и /-го уровня с упругими деформациями;
Ni и Nj — число циклов до разрушения соответственно при г-м и j-м уровнях на-
грузки;
ei — относительная пластическая деформация при г-й нагрузке;
еЕ — относительная пластическая деформация, соответствующая моменту разрушения при однократном растяжении.
Критерием разрушения является равенство величины sri критическому значению spI<> причем spK = 0,5 4- 1,0 в зависимости от рода материалов и чередования на. грузок. Общее число нагрузок, при котором удовлетворяется это условие, k =	-j-
i d
-	j- Xn,-. Случайность процесса эксплуатационных нагрузок учитывается применением метода Монте-Карло, что практически сводится к многократному вычислению sp по выражению (Х.2), как указано в п. IV.8.
Сначала расчет ведут для одного корпуса автосцепки со случайно выбранными значениями размеров и прочностных свойств. Эти значения выбирают с помощью таблицы случайных чисел или соответствующего датчика ЦВМ (в целом задача решается с помощью ЦВМ). Последовательно вычисляют по формуле (Х.2) величину sp для ряда случайно выбранных сил и эксцентриситетов, суммируя повреждения до тех пор, пока не будет получено sp = s,1K (при некотором числе нагрузок fe). Наиболее трудоемкой частью расчета является вычисление пластической деформации щ. Это выполняет-
ся путем решения на ЦВМ уравнений равны маций (см. литературу, указанную в книге Такие циклы расчетов повторяют для бранных корпусов автосцепок (не менее 20). нагрузок k до разрушения. По результатам расчетов получают закономерность f (/) распределения долговечности корпусов, выраженную в числе нагрузок k или годах t (рис. Х.4).
По этой закономерности определяют вероятность того, что срок эксплуатации автосцепки будет не меньше заданного /3:
есия с учетом ynpvro-пластических дефор-[8, с. 274]).
достаточно большого числа случайно вы-причем каждый корпус имеет свое число
СО
Pit > <з)= J f3
(Х.З
Рис. Х.4. Кривая распределения времени t эксплуатации корпусов автосцепок до отказа
265
Величина t, определяется на основе экономического анализа с учетом опыта эксплуатации существующих автосцепок. Если по условию (Х.З) окажется, что р (t > > t3) меньше необходимой, следует изменить один или несколько параметров, влияющих на долговечность. Радикальное увеличение долговечности может быть достигнуто применением более прочных и пластичных материалов и уменьшением нагрузок за счет улучшения свойств поглощающих аппаратов. Эффективными могут быть также некоторые изменения конструктивных форм, уменьшение технологических дефектов и снижение рассеяния напряжений.
Расчет вероятности хрупкого разрушения автосцепки при низких температурах ведется с учетом одновременного существования двух следующих условий:
фактическая температура эксплуатации Тф оказывается равной или ниже критической температуры ТКГ) охрупчивания металла (вторая критическая температура [84, с. 18]);
наибольшее напряжение оп1ах в корпусе автосцепки становится равным или большим предела хрупкой прочности ок. В качестве такого предела приближенно может быть принято временное сопротивление образца ов с учетом масштабного фактора детали. Для материала в хрупком состоянии справедлива линейная зависимость между нагрузкой и деформацией вплоть до разрушения [84, с. 17]. Для рассматриваемого случая достаточно в одной точке достигнуть условия огаах > ок, чтобы наступило полное разрушение.
Все четыре фактора (Тф, Ткр, отах и ок) являются вероятностными по своей природе, поэтому расчет сводится к определению вероятности совместного существования указанных условий в течение заданного времени эксплуатации. Исходными данными для такого расчета являются: статистические распределения температур Т’ф и Ткр, статистические распределения предела прочности ок и максимальных напряжений в автосцепке отах (для каждого расчетного сечения).
Поскольку основные расчеты выполняются методом статистических испытаний (Монте-Карло), указанные распределения могут быть представлены в табличной форме. Расчет выполняется в следующем порядке |8, с. 275] (структура расчета аналогична определению показателей надежности, изложенному в n. IV.8):
1.	Вычисляется вероятность охрупчивания материала автосцепки для заданных температур
О
<?,= f /<:i)^i,	(Х.4>
где С, — Тф — Тнр — функция охрупчивания.
2.	Вычисляется вероятность того, что напряжения о1Т1ах однократно превысят предел хрупкой прочности ок:
о
Q-2= [ f(Z2)dC2,	(Х.о)
где = ак — отах — функция разрушения.
3.	Вероятность хрупкого разрушения равна вероятности совместного существования двух указанных независимых условий. Следовательно,
Q = QiQs.	(Х.6>
На этом расчет может быть закончен. Полученную величину Q сопоставляют с допускаемой [Q], которую оценивают по данным о надежности существующих автосцепок и экономическим расчетом. Приближенно можно принять [Q] ~ 0,85 • 10
4.	Если рассматриваемые хрупкие разрушения представляют собой внезапные отказы, интенсивность появления которых при Т < Ткр во времени постоянна и равна Q, то вероятность безотказной работы
p(t) = e~QL,	(Х.7-
где L — число нагрузок за время t.
Корпус автосцепки считается достаточно прочным при условии р (/) > Гр (/)]. Допускаемая величина [р (/)] должна быть определена экономическим анализом.
Уменьшение опасности хрупкого разрушения обеспечивается главным образом за счет применения материалов с достаточно низкой температурой охрупчивания. Если будет всегда обеспечено условие Дф > TVp, то приведенный расчет на вероятность хрупкого разрушения выполнять нет необходимости.
Х.4. Механизм автосцепки СА-3
Механизм автосцепки (рис. Х.5) состоит из замка 7, замкодержателя ^охранителя замка 17, подъемника 12, валика подъемника 20 и болта ”кой и двумя стопорными шайбами.
Замок предназначен для запирания двух сомкнутых автосцепок. Он имеет вверху шип 2 для навешивания предохранителя, в средней части — овальное отверстие 3 для размещения стержня валика подъемника, внизу — радиальную опору 5 и зуб 6, вокруг которых замок может поворачиваться, а также выкрашенный в красный цвет сигнальный отросток 4, по положению которого определяют, сцеплены или расцеплены автосцепки. Замок устроен и размещен так, что под действием соб-
Ркс. Х.о. Детали механизма автосцепки
ственного теса своей замы-
кающей частью выходит наружу из полости головной части корпуса.
3	а м к о д е р ж а т е л ь предназначен для удержания замка в сцепленном и расцепленном положениях. Первая задача выполняется замкодер-жателем совместно с предохранителем замка, вторая — вместе с подъемником. Замкодержатель имеет противовес 8 и лапу 10, между которыми находится выступ (расцепной угол) 9. Овальное отверстие 11 служит для навешивания замкодержателя на шип корпуса автосцепки.
Предохранитель замка представляет собой двуплечий рычаг с отверстием для навешивания на шип 2 замка. Верхнее плечо 19 предназначено для упора в противовес 8 замкодержателя, нижнее 18 — для подъема верхнего плеча, которое имеет дополнительную опору—полку корпуса автосцепки.
Подъемник предназначен для выведения предохранителя замка из положения упора в противовес замкодержателя, перемещения замка внутрь полости корпуса автосцепки и удержания его в этом положении. Подъемник имеет широкий 13 и узкий 15 пальцы, а также квадратное отверстие 14 для стержня валика подъемника.
Валик подъемника обеспечивает поворот подъемника. Стержень 23 с выемкой 22 для прохода запорного болта 16 ограничивает выход замка из полости корпуса в зев. Балансир 24 облегчает возвращение повернутого подъемника в первоначальное положение, отверстие 21 предусмотрено для соединения с цепью расцепного привода.
Болт 16, проходящий через отверстия в приливе корпуса автосцепки, вместе с гайкой и двумя шайбами запирает валик подъемника, а вместе с ним и остальные детали механизма автосцепки.
Рассмотрим взаимодействие деталей механизма автосцепки. До сцепления вагонов продольные оси их автосцепок могут иметь различные относительные смещения в вертикальном и горизонтальном направлениях. Автоматическое сцепление осуществляется, если относительное смещение продольных осей соединенных автосцепок в горизонтальной плоскости не превышает захвата сцепления, равного 175 мм для автосцепки СА-3 (рис. Х.6).
Процесс сцепления заключается в следующем. При соударении вагонов малый зуб корпуса одной автосцепки скользит по направляющей поверхности малого или большого зуба другой автосцепки и затем входит в зев, а при малом относительном смещении продольных осей сцепляемых автосцепок малые зубья входят в зевы без такого скольжения.
Войдя в зевы, малые зубья нажимают на выступающие части замков или замки нажимают друг на друга. В результате замки из исходного поло-267
Рис. Х.6. Смещение автосцепок в горизонтальной плоскости
жения (рис. Х.7, с), поворачиваясь вокруг своих радиальных опор, уходят внутрь корпусов. Вместе с замками перемещаются предохранители, верхние плечи которых скользят по полкам и проходят над противовесами замко-держателей.
Двигаясь в зевах дальше, малые зубья нажимают на лапы замкодержателей, вследствие чего замкодержа-тели поворачиваются, их противовесы поднимаются и становятся опорами для верхних плеч предохранителей. Когда малые зубья займут в зевах свои крайние положения, замки 1 (рис. Х.7, б) освобождаются от нажатия, под действием собственного веса выходят снова в зевы, заполняя все имеющееся там пространство, и тем самым запирают автосцепки, препятствуя их обратному перемещению, причем замки теперь не могут вновь войти внутрь корпусов, так как у переместившихся вместе с ними предохранителей торцы верхних плеч 5 расположились против упоров 3 замкодержателей 2. Верхние плечи предохранителей сохраняют такое положение, так как они опираются на полки 4, а на лапы замкодержателей нажим нот малые зубья смежных автосцепок. Таким образом происходит автоматическое включение предохранителей от саморасцепа.
Описанный процесс сцепления происходит крайне быстро, и взаимодействие деталей механизма может быть несколько другим, в частности, для обеспечения сцепления необязательно перемещение внутрь корпуса одновременно обоих замков.
Процесс расцепления состоит из трех этапов: выключения предохранителя от самораспепа; перемещения замка внутрь корпуса автосцепки;
удержания замка внутри корпуса до разведения вагонов.
Для расцепления вагонов у одной из сцепленных автосцепок посредством расцепного привода поворачивают валик подъемника 8 (рис. Х.8, а). В результате поворачивается и подъемник, который своим широким пальцем 3 нажимает на нижнее плечо 5 предохранителя замка, вследствие чего верхнее плечо 4 поднимается и располагается выше противовеса 6 займодержателя. Этим заканчивается первый этап процесса расцепления.
Рпс. Х.7. Положение деталей механизмов автосцепок: а — перед сцеплением; б — в конце сцепления
268
Рис. Х.9. Унифицированная автосцепка ОСЖД
Рис. Х.10. Унифицированная автосцепка А1СЖД: а — вид сбоку; б — вид спереди
Рис. Х.11. Автосоединитель воздухопроводов, шарнирно присоединенный к автосцепке СА-3
271
Создание унифицированной автосцепки осуществляется в рамках ОСЖД и МСЖД, зачиная с 1959 г., в связи с намеченным переводом подвижного состава западноевропейских стран на автоматическое сцепление. Унифицированная автосцепка разрабатывается как автосцепка жесткого типа. В такой автосцепке имеются направляющие, которые центрируют сцепляемые корпуса при их отклонениях в вертикальной и горизонтальной плоскостях н исключают относительные перемещения сцепленных корпусов. Отличительной особенностью унифицированной автосцепки является наличие контактной коробки, к которой подведены электро- и воздухопроводы. Эти коммуникации должны быть защищены от загрязнения у расцепленных вагонов. Чтобы обеспечить нормальную работу автотормоза, концевые краны при сцеплении вагонов должны автоматически открываться, при расцеплении автоматически закрываться, а при произвольном разъединении вагонов (обрыве поезда) сохранять открытое положение.
На рис. Х.9 показана одна из конструкций унифицированной автосцепки ОСЖД, проходящая эксплуатационную проверку, а на рис. Х.10 — аналогичная автосцепка МСЖД, отличающаяся от нее устройством механизма и привода крышки и некоторыми другими особенностями.
Недостатками этих конструкций унифицированной автосцепки по сравнению с автосцепкой СА-3 являются значительно большие число деталей, масса и стоимость изготовления. Испытания в зимних устовиях Сибири выявили недостаточную надежность некоторых узлов.
Для замены СА-3 унифицированной автосцепкой потребуются большие капитальные затраты. Более экономичным решением задачи достижения преимуществ, свойственных унифицированной автосцепке, является оборудование атосцепки СА-3 а в то магическим соединителем (автосоединителем) межвагоиных коммуникаций. Наличие такого соединителя позволит уменьшить эксплуатационные расходы на 14,6 руб. в год на каждый вагон, в том числе из-за сокращения простоя поездов на станциях на 5,8 руб. и благодаря ликвидации затрат труда на соединение тормозных рукавов на 8,8 руб. [35]. При этом масса вагона возрастает на 70 кг, в результате чего увеличиваются затраты на перевозку дополнительной тары вагона на 2,2 руб. в год.
Однако до сих пор еще нет широко проверенной в эксплуатации надежной конструкции автосоединителя. Необходимость преодоления данной трудности диктуется не только указанной денежной оценкой достигаемого эффекта, но и, что не менее существенно, социальными факторами (улучшение условий труда, уменьшение производственного травматизма, сокращение числа рабочих, занятых малопроизводительным трудом, часто в неблагоприятных погодных условиях).
Опытные образцы автосоединителя воздуховопроводов (рис. Х.11), шарнирно присоединенного к корпусам автосцепок СА-3, испытываются в маршрутных поездах.
Х.6. Расцепной привод, ударно-центрирующий прибор, упряжное устройство и опорные части
Расцепной привод автосцепки СА-3,'как и других распространенных конструкций автоматических сцепок, предназначен для расцепления автосцепок без захода человека между вагонами и для установки механизма в выключенное положение. Такой привод (рис. Х.12) состоит из двуплечего рычага 3 с рукояткой 1, кронштейна с полкой 2, державки 5 и цепи 8 для соединения рычага с валиком подъемника.
Расцепление автосцепок осуществляется поднятием рукоятки 1 вверх для выведения рычага 3 из паза кронштейна, поворотом рычага против часовой стрелки и последующим восстановлением его исходного положения. В результате этого натягивается цепь 8, поворачивается валик подъемника и расцепление австосцепок происходит, как описано выше.
Для установки механизма автосцепки в выключенное положение рукоятку рычага после поворота не возвращают в первоначальное положение, а располагают его плоской частью на полке 2 кронштейна.
Дальнейшее совершенствование конструкции расцепного привода должно обеспечивать автоматизацию процесса расцепления вагонов, особенно необходимую иа сортировочных горках и при отцепке локомотива от состава, причем желательно управление процессом расцепления осушествить с локомотива. Последняя задача решается оборудованием маневровых локомотивов дополнительным воздушным приводом. Для расцепления автосцепок машинист посредством специального прибора, размещенного в кабине управления, впускает сжатый воздух в цилиндр, укрепленный на раме локомотива. При перемещении поршня цилиндра шток его посредством рычажной передачи^ натягивает цепь расцепного привода, поворачивая валик подъемника. Маневровый локомотив имеет два таких привода — к головной и хвостовой автосцепкам.
Автоматическое расцепление вагонов на сортировочных станциях может осу ществляться воздействием специального устройства, размещенного на путях (напри* 272
Рис. Х.12. Автосцепное устройство вагона
мер, перед горбом горки), на расценкой привод, имеющий усовершенствованную конструкцию (управление с двух сторон вагона и др.). Такое устройство позволяет решать социальные задачи, аналогичные указанным при обосновании автосоединителя. Затраты, связанные с созданием и эксплуатацией стационарных устройств и переоборудованием вагонов (масса вагона возрастает на 42—54 кг), могут составить 12—15 млн. руб., а экономия от снижения простоя вагонов на станциях, увеличения их перерабатывающей способности и сокращения штата помощников составителей — 25 млн. руб. в год [35].
У д а р н о-ц ентрирующии прибор воспринимает непосредственно от корпуса автосцепки большие сжимающие усилия (вызывающие полное сжатие поглощающего аппарата и деформации упряжного устройства), а также возвращает в центральное положение отклоненный корпус. Прибор состоит из ударной розетки 4, прикрепленной к концевой балке рамы вагона, двух маятниковых подвесок 6, опирающихся на розетку, и центрирующей балки 7, опирающейся на подвески и поддерживающей корпус автосцепки. При боковом отклоне
нии корпус 9 вместе с центрирующей балкой несколько поднимается вверх, а после прекращения действия боковой силы под воздействием собственного веса возвращается в исходное нижнее (центральное) положение.
В некоторых вагонах вместо маятниковых центрирующих приборов применены возвращающие устройства с горизонтально или вертикально расположенными пружинами. В авто-сцепном устройстве восьмиосных полувагонов и цистерн (рис. Х.13), относящемся к автосцепкам полужесткого типа, корпус 1 через опору 2 и вертикально расположенные пружины 3 опирается на центрирующую балку 4, в результате чего возможны не только горизонтальные, но и значительные вертикальные отклонения корпуса автосцепки. Пружины имеют
Рис. Х.13. Центрирующий прибор восьмиосного полувагона
273
предварительную затяжку усилием 10 кН, которая обеспечивается стяжными болтами 5.
Большие вертикальные силы могут возникнуть в результате зависания одного вагона на другом при возможном заклинивании сцепленных автосцепок во время прохода горба сортировочной горки, особенно у вагонов с большой длиной консольной части рамы кузова. Опирание корпуса на пружины предотвращает такое заклинивание и позволяет значительно уменьшить эти силы, передаваемые от автосцепки на раму кузова вагона.
Для возвращения отклоненного корпуса автосцепки в центральное положение предусмотрены удлиненные маятниковые подвески 6.
Упряжное устройство передает продольные растягивающие и сжимающие усилия от корпуса 9 (см. рис. Х.12) поглощающему аппарату 14. Оно состоит из клина И, тягового хомута 12, болтов 17 с гайками, запорными шайбами, планкой и шплинтами для крепления клина, а также упорной плиты 16.
Клин соединяет корпус автосцепки с тяговым хомутом и передает последнему растягивающее усилие. Имеющийся внизу заплечик предотвращает выжимание клина вверх. Для повышения прочности клинья, а также маятниковые подвески и упорные плиты в последние годы изготовляют из низколегированной стали марки 38ХС вместо ранее применявшейся стали марки Ст5.
Тяговый хомут предназначен для передачи растягивающего усилия поглощающему аппарату. Он представляет собой стальную отливку, в головной части которой имеются окно для клина и приливы с отверстиями для прохода болтов, поддерживающих клин. Головная часть тягового хомута соединена с его хвостовой частью верхней и нижней полосами. В модернизированном автосцепном устройстве эти полосы имеют увеличенное поперечное сечение, а вертикальные отверстия в головной части выполнены круглыми (для валика). Для размещения поглощающего аппарата увеличенной энергоемкости, обычно имеющего большие габариты, увеличено расстояние между полосами (252 вместо 236 мм); обеспечивается также возможность большего поворота корпуса автосцепки в горизонтальной плоскости.
Для расчета тягового хомута может быть принята расчетная схема в виде статически неопределимой стержневой системы. При вычислении коэффициентов при неизвестных и грузовых членов канонических уравнений метода сил достаточная точность получается при учете только деформаций изгиба. Поскольку внешние нагрузки могут быть приложены к тяговому хомуту эксцентрично, а размер эксцентриситета является случайной величиной, зависящей от положения точек контакта между хвостовиком корпуса автосцепки и клином, между клином и тяговым хомутом, между тяговым хомутом и поглощающим аппаратом, изгибающие моменты в элементах тягового хомута имеют знакопеременный характер, вследствие чего могут возникнуть усталостные разрушения, как это и наблюдается в эксплуатации [45].
Благодаря замене углеродистой стали низколегированной марки 20ГФЛ также существенно повысилась прочность тягового хомута.
Упорная плита передает сжимающее усилие от корпуса автосцепки поглощающему аппарату и растягивающие усилия от последнего через передний упор раме кузова вагона. Плита имеет прямоугольную форму si цилиндрическое гнездо в середине, облегчающее повороты корпуса автосцепки в горизонтальной плоскости п обеспечивающее центральную передачу усилия.
Для повышения устойчивости вагонов от выжимания продольными сжимающими усилиями из состава поезда в кривых участках пути проводятся исследования с целью создания стабилизирующих шарниров в местах соединения корпусов автосцепки с упорными плитами. При таких шарнирах точка контакта рассматриваемых деталей проходит не через центр упорной плиты, а смещается к ее краю, приближаясь к оси пути. В результате этого уменьшается поперечная составляющая продольной силы, стремящаяся выжать вагон из состава. Стабилизирующие шарниры применяются в некото-274
рых требе
в гор ка ве гаемь са.
3, пр От вь сируе ным I вой ( гайка ШПЛИ1
С соедш ство I. с рам< состоя рис. X и подд К ним ние ог устана когда балки гона н щению на рас
Че раму S’ ются р; ные у ci сжимак ры (уш поднял последг н е н н передни сте с р< а задни лях рак-надпятн этой ра браженс
Пер упорам они в оз усилива и умень тающее ный при разделы кой пер дельные балки и ный изн ряжного
рых вагонах США [105, 1974, р. 6—21] и предусматриваются техническими требованиями МПС на автосцепное устройство для перспективных условий. Жесткая автосцепка, у которой корпус должен свободно поворачиваться в горизонтальной и вертикальной плоскостях, как и полужесткая автосцеп-
ка восьмиосных полувагонов и цистерн, имеет сферическую форму сопрягаемых поверхностей упорной плиты 6 (рис. Х.14) и хвостовика 5 корпуса. Соединение корпуса 1 с тяговым хомутом 7 осуществлено валиком
3, причем между валиком и перемычкой хвостовика размещен вкладыш 4. От выпадания вниз валик удерживается планкой 2, положение которой фик-
сируется стенками отверстий ным к нижней полке хребтовой балки двумя болтами с гайками, контргайками и шплинтами.
Опорные части соединяют упряжное устройство и поглощающий аппарат с рамой кузова вагона. Они состоят из переднего 10 (см. рис. Х.12) и заднего 13 упоров и поддерживающей планки 15. К ним относятся также верхние ограничительные планки,
устанавливаемые в случаях, когда конструкция хребтовой балки или других частей вагона не препятствует перемещению тягового хомута вверх на расстояние более 24 мм.
Через передний упор на раму кузова вагона передаются растягивающие продольные усилия, а через задний •— сжимающие. Раньше эти упоры (упорные угольники) выполняли раздельными, а в последние годы — объединенными. Объединенный
передний упор отливают вместе с розеткой (рис. Х.15, а), а задний при коротких консолях рамы кузова — заодно с надпятниковым усилением этой рамы или так, как изображено на рис. Х.15, б.
Переход к объединенным упорам обусловлен тем, что они в отличие от раздельных усиливают хребтовую балку и уменьшают перекос поглощающего аппарата, возможный при неточной установке раздельных угольников. Такой перекос перегружает отдельные элементы хребтовой балки и вызывает ненормальный износ ее и деталей упряжного устройства.
в переднем упоре и угольником, закреплен-
Рис. Х.14. Узел автосцепного устройства восьмиос-ного полувагона
Рис. Х.15. Объединенные унифицированные упоры: а — передний; б — задний
275
Дальнейшее усиление хребтовой балки достигается заменой упоров, соединенных с рамой вагона заклепками, на приварные упоры. Испытания этих новых конструкций показали, что в хребтовой балке создается более равномерное распределение напряжений, в результате чего существенно уменьшаются напряжения в наиболее нагруженных зонах [25, с. 129—137]. Долговечность сварного соединения упоров автосцепки с хребтовой балкой, установленная при испытаниях повторными ударами, значительно выше, чем клепаного.
Приварные упоры применяются в пассажирских вагонах и находятся в стадии отработки конструктивно-технологических решений и внедрения для грузовых вагонов.
Показанные на рис. Х.15 упоры называют унифицированными, поскольку их применение позволяет сократить число типоразмеров этих деталей. Их конструкция и размеры регламентированы отраслевым стандартом ОСТ 24.152.01—77. От прежних конструкций объединенных упоров [8, с. 283] они отличаются: уменьшенной на 55 мм шириной верхней полки и нижней перемычки розетки, в результате чего может быть применен поглощающий аппарат автосцепки с ходом до 120 мм; увеличенной до 282 мм шириной окна розетки, позволяющей увеличить угол поворота корпуса автосцепки, что может потребоваться при движении вагонов по кривым малого радиуса; дополнительными отверстиями в верхней полке розетки, обеспечивающими возможность установки маятниковых подвесок снизу (это удобно при ремонте крытых вагонов и платформ с опущенными торцовыми болтами). Такие упоры изготовляются из низколегированных сталей марок 20ГЛ, 20ГФЛ или 20ФЛ по ГОСТ 977—75.
Для обеспечения взаимозаменяемости новых и прежних конструкций упоров сохранена возможность их соединения с хребтовой балкой заклепками, но для перспективных условий эксплуатации целесообразно сварное соединение.
Поддерживающая планка 15 (см. рис. X. 12) является нижней опорой тягового хомута и расположенного в нем поглощающего аппарата, для обеспечения замены которых она выполнена съемной (крепится к хребтовой балке болтами с гайками, контргайками и шплинтами). Планка может быть прямой или изогнутой. Величина изгиба определяется положением продольной оси автосцепки по высоте относительно хребтовой балки рамы вагона (148 мм от этой оси до опорной плоскости планки).
В пассажирских вагонах поддерживающую планку, как и центрирующий прибор, целесообразно оборудовать шумопоглощаюшдащ резиновыми элементами.
Х.7. Иностранные автосцепки
На железных дорогах США, Канады, Мексики и некоторых других стран вагоны и локомотивы оборудованы преимущественно автосцепкой, впервые предложенной Дженнеем в 1876 г. и подвергнутой последующим усовершенствованиям. Эта автосцепка, являющаяся американской стандартной, в зависимости от конструктивных особенностей и мощности различается по типам: в 1932 г. был утвержден нежесткий тип Е, в 1947 г. — жесткий тип Н, в 1954 г. — жесткий тип F.
С 1956 г. применение автосцепки типа Н стало обязательным на всех пассажирских вагонах США. С 1971 г. автосцепкой типа F оборудуют цистерны, предназначенные для перевозки огнеопасных материалов. В последнее время утвержден стандарт на автосцепку типа Е для грузовых вагонов, хвостовик которой по типу F имеет сферическую форму концевой поверхности [105, 1974, р. 8—15]. Корпус отливается из стали повышенной прочности, подвергнутой термообработке.
Многие вагоны промышленного транспорта США оборудованы автосцепкой типа «Виллисон», головная часть которой подобна советской автосцепке. Американская автосцепка применяется в КНР. Конструкции американской автосцепки, ее недостатки по сравнению с автосцепкой СА-3, а также переходные приспособления для сцепления с последней описаны в литературе [36, с. 150—155; 34, с. 4—5, 42—47].
Для повышения плавности хода пассажирских вагонов в США применяют автосцепку типа Е с устройством, уменьшающим зазоры между поверхностями сцепления.
В последние годы в пассажирских вагонах железных дорог и в вагонах городского транспорта США начали применять автосцепки с автоматическим соединением воздушных магистралей и электрических цепей.
Одна из таких конструкций показана иа рис. Х.16. Эта автосцепка жесткого типа имеет в головной части корпуса справа клиновидный выступ 1, а слева — соответствующей формы впадину 4; при сцеплении выступы смежных автосцепок входят во впадины. Внизу головной части расположена контактная коробка 2 с 44 электрическими контактами и двумя мундштуками воздухопроводов. Поверхность электрических контактов покрыта серебром, благодаря чему уменьшается сопротивление и устраняется их окисление. В процессе сцепления вагонов контакты, соединенные с пружинами, могут перемещаться внутрь корпуса на 6—8 мм, прижимаясь к контактам 276
энергии соударяющихся масс в работу сил трения и в потенциальную энергию деформации упругих элементов аппарата.
При проектировании новых аппаратов или оценке существующих исходят из технических требований, которыми предусмотрены следующие основные параметры.
Э не р г о ем кость поглощающего аппарата, т. е. величина кинетической энергии удара, воспринимаемая им при ударном сжатии на величину, близкую к полному ходу, определяется при силе, не превышающей 2 МН (200 тс).
Необходимая энергоемкость аппарата для вагона массой т, при его соударении с вагоном массой т2 со скоростью v определяется по уравнению
6, m, m2 о3
4(/7г!-Ут2)
(Х.8)
где — коэффициент, который учитывает долю энергии, воспринимаемой за счет деформации конструкции вагона с грузом (в среднем 6г « 0,75).
Согласно уравнению (Х.8) для вагонов с различными массами необходимы аппараты разной энергоемкости, что экономически невыгодно. Целесообразно иметь один тип аппарата с принятыми в настоящее время габаритными размерами (включая упорную плиту ) 230 X 318 X 625 мм для всех четырехосных грузовых вагонов и другой тип с увеличенными габаритными размерами для восьми- и шестиосных вагонов. В дальнейшем число типоразмеров аппаратов может увеличиться.
Для существующих условий эксплуатации подвижного состава энергоемкость поглощающих аппаратов четырехосных вагонов должна быть не менее 60 кДж (6000 кгс-м), восьми- и шестиосных (большегрузных) вагонов— не менее ПО кДж. При определении такой энергоемкости принята скорость соударения 2,6 м/с (9,5 км/ч). Для перспективных условий эксплу а-тации подвижного состава энергоемкость поглощающих аппаратов, определенная из условий соударения вагонов со скоростью 3 м/с, должна составить для четырехосных вагонов не менее 100 кДж, для восьми- и шестиссных — не менее 160 кДж. Энергоемкость аппаратов четырехосных вагонов определена из условий соударения восьмиосного вагона с четырехосным, а энергоемкость аппаратов большегрузных вагонов — из условий соударения одиночных восьмиосных вагонов.
Наибольшая сила в процессе полного сжатия аппарата не должна превышать 2,5 А1Н.
Полный ход аппарата — это наибольшая величина его сжатия, допускаемая конструкцией. Величина полного хода аппарата выбирается из условия получения заданной энергоемкости и наибольшей силы. Z Сила начальной затяжки, при которой начинается процесс сжатия аппарата, должна быть не более 0,2 МН.
5 Статическая сила закрытия аппарата, соответствующая полной величине его сжатия (закрытию) при медленном (квазиста-тическом) приложении нагрузки, должна быть не менее 1 МН. Это ограничение относится главным образом к гидравлическим аппаратам, сила сопротивления которых увеличивается с ростом скорости приложения нагрузки.
Коэффициент необратимого поглощения энергии — отношение необратимо поглощенной энергии к энергии, воспринятой аппаратом, — должен быть не менее 0,6 (для грузовых вагонов).
ц Показатели стабильности работы аппаратов отражают их способность сохранять основные эксплуатационные параметры при многократных повторных нагружениях. Например, при испытании приработанных аппаратов в процессе соударения вагонов (установлено, что распределение сил Т подчиняется нормальному закону) стабильность оценивается 278
Рис. Х.17. Автосцепка системы Шарфенберга
Рис. Х.16. Автосцепка типа «Нейш-нэл АР»
смежной автосцепки с силой по 70—80 Н; Контактная коробка по периметру имеет резиновое уплотнение, закрываемое защитной крышкой 3 (на рис. Х.16 крышка показана в открытом положении). При сцеплении вагонов крышка автоматически открывается, при расцеплении — закрывается под действием пружины.
На мундштуке воздухопровода предусмотрен клапан, который при сцеплении вагонов отжимается внутрь коробки и освобождает проход для воздуха. Концевые краны тормоза автоматически открываются при сцеплении и закрываются перед расцеплением посредством специального пневматического устройства. Дополнительно к ручному расцепному приводу предусмотрен пневматический привод расцепления с электрическим управлением из кабины локомотива.
Решается также вопрос о создании автосцепки с автоматическим соединением воздушных магистралей для грузовых вагонов США.
В некоторых грузовых вагонах, эксплуатирующихся в маршрутных поездах, установлены автосцепки, которые могут поворачиваться, позволяя разгружать эти вагоны на вагоноопрокидывателях без расцепления с другими вагонами.
Для обеспечения устойчивости длинных вагонов (длиной 26 м и более) от схода с рельсов в США их оборудуют автосцепками типа F или Е/F, имеющими расстояние от центра шарнира хвостовика до оси зацепления 1524 мм, и розеткой с увеличенной шириной окна. В связи с тем что в кривых малого радиуса наблюдаются случаи самопроизвольного расцепления вагонов с удлиненными хвостовиками корпуса автосцепки и подвижными хребтовыми балками, разработано устройство, которое, соединяя раму тележки с автосцепкой, при повороте тележки в кривом участке пути отклоняет корпус автосцепки внутрь кривой. Конструкция с подобным принципом действия применяется в восьмиосных вагонах железных дорог СССР (см. рис. Х.34).
В Японии сначала (1925 г.) была принята для оборудования вагонов и локомотивов американская автосцепка, а в дальнейшем в качестве стандарта была утверждена японская автосцепка «Сибата». Эта автосцепка имеет такой же, как и у американской сцепки, контур зацепления, но отличается конструкцией механизма. В последние годы автосцепки в Японии подвергаются видоизменениям, как и в США (разработка конструкции жесткого типа Н, усиленных, с автоматическим расцеплением и др.).
Некоторые пассажирские и грузовые вагоны железных дорог ФРГ, Франции, Голландии, Дании и других стран Европы, а также вагоны метрополитенов ряда городов оборудованы автосцепкой системы Шарфенберга (рис. Х.17). Устройство этой автосцепки, ее достоинства и недостатки описаны в литературе [36, с. 153—155]. Автосцепка системы Шарфенберга не взаимосцепляема с автосцепкой СА-3, т. е. не удовлетворяет требованиям ОСЖД и МСЖД, поэтому, очевидно, нет перспективы для ее широкого применения.
Для введения автосцепки на железных дорогах западноевропейских стран требуется. помимо создания хорошей конструкции всех элементов автосцепного устройства, решить и многие другие важные вопросы. Изучается динамика поезда в связи с опасностью выжимания двухосных вагонов с малой базой в поездах большой массы. Выбирается способ перевода подвижного состава на автосцепку [8, с. 285].
Х.8. Назначение и параметры поглощающих аппаратов
Уменьшение продольных растягивающих и сжимающих усилий, передающихся через автосцепку на раму кузова и другие части вагона, обеспечивается поглощающим аппаратом за счет преобразования кинетической
277
мерой индивидуального рассеяния (среднее квадратическое отклонение величин усилий Т относительно общей средней величины)
S7-/c = S7-К1 — г-.	(Х.9)
где st — среднее квадратическое отклонение величин усилий Г;
г — коэффициент корреляции между силой Т и скоростью v соударения вагонов [14, с. 178].
По результатам испытаний поглощающих аппаратов мера индивидуального рассеяния должна быть не более 0,3 МН.
Показатель заклинивания (готовности аппарата к работе при действии повторных нагрузок) определяется при испытаниях как отношение числа нагружений, при которых произошло заклинивание аппарата, к общему их числу. Этот показатель должен быть не более 0,02. Заклинивание гидравлических и резиновых аппаратов не допускается.
Долговечность и прочность поглощающего аппарата оценивают по количеству введенной в аппарат энергии удара. Аппарат должен воспринять без повреждений не менее 150 МДж работы в определенном режиме испытаний, при этом энергоемкость его не должна уменьшаться более чем на 25% по сравнению с максимальной.
' Статистические показатели работ аппаратов определяются:
вероятностью превышения нормированной силы [Т], равной 2,5 МН:
Р(7>[Д]) = Хр(Л),	(Х.10)
где Sp(T;)— сумма вероятностей появления сил, превышающих [Г]; сравнительным показателем усталостной повреждаемости;
показателем МдШ10 оптимальности параметров поглощающего аппарата по усталостной повреждаемости.
Эти показатели позволяют учесть особенности режимов эксплуатации, не учтенные ранее перечисленными параметрами. К ним относятся возможные отклонения скоростей соударения вагонов различных типов с разными массами, влияние формы силовой характеристики аппарата и его стабильности на вероятность появления больших сил, возможность повреждения вагонов не только от единичных перегрузок, но и от усталости металла.
Показатель экономической эффективности аппарата позволяет определить эффект применения рассматриваемого аппарата определенное время на основе экономических исследований.
По типу рабочего элемента и принципу действия условно различают следующие виды поглощающих аппаратов: пружинные, пружинно-фрикционные, резиновые, резино-фрикционные, гидравлические (жидкостные), пневматические (газовые), гидропневматические (гидрога-зовые) и гидрофрикционные.
Пружинные аппараты имеют ограниченное применение из-за невозможности получить высокую энергоемкость в заданных габаритах и ввиду большой отдачи пружин. При равной энергоемкости с пружинно-фрикционным аппаратом пружинный аппарат получается со значительно большими габаритами. Пружинные амортизаторы применяют в упругих площадках пассажирских вагонов.
Х.9. Пружинно-фрикционные аппараты
Сравнительная простота и некоторые эксплуатационные преимущества пружинно-фрикционных аппаратов обусловили широкое их распространение. Энергия, воспринимаемая этими аппаратами при сжатии, затрачивается на работу сил трения и частично превращается в потенциальную энергию упругой деформации пружин и других элементов аппарата. Технические условия на такие аппараты предусмотрены ГОСТ 22253—76.
279
Рис. Х.18. Поглощающий аппарат типа Ш-1-ТМ
Пружинно-фрикционные аппараты можно классифицировать по следующим признакам:
по способу создания давления на главных поверхностях трения —- на аппараты с клиновым распором (рис. Х.18, Х.20, Х.21, в и г) и аппараты с упругим распором (рис. Х.21, а);
по форме расчетной силовой характеристики — на аппараты с плавно меняющейся расчетной зависимостью между силой и ходом (см. рис. Х.21, а и б) и аппараты со ступенчатой силовой характеристикой (см. рис. Х.21, в и г).
Аппарат типа Ш-1-ТМ (см. рис. Х.18) применяется в четырехосных грузовых вагонах. Энергоемкость этого аппарата с хорошо приработанными поверхностями достигает 55—65 кДж, а сила полного сжатия составляет примерно 2,5—2,8 МН; при силе 2 МН аппарат воспринимает энергию примерно 40 кДж.
Литой корпус аппарата в соответствии с требованиями ГОСТ 977—75 изготовляют из термически обработанной стали марки ЗОГСЛ-Б или 32Х06Л-У. Клинья штампуют из стали марки 38ХС (ГОСТ 4543—71) или марки 30 (ГОСТ 1050—74) с последующей закалкой. Пружины используются заневоленные.
Основные размеры фрикционных элементов и углы наклона клиньев выбраны из условия получения больших сил трения при сохранении определенной стабильности работы.
При сжатии аппарата нажимной конус 1, продвигаясь внутрь корпуса 5, перемещает клинья 3 и через нажимную шайбу 4 передает усилие на пружины 6 и 7. Все части аппарата стянуты болтом 2 с гайкой. Сила прижатия клиньев к корпусу увеличивается по мере сжатия аппарата, соответственно растут силы трения и общее сопротивление сжатию. После прекращения действия сжимающей силы пружины возвращают нажимную шайбу, клинья и конус в первоначальное положение.
Основной недостаток аппарата Ш-1-ТМ — нестабильность его работы и недостаточная энергоемкость для вагонов большой грузоподъемности. Нестабильность связана с высокой чувствительностью аппарата к изменениям коэффициента трения. Это, с одной стороны, проявляется в изменении энергоемкости (рис. Х.19) по мере приработки поверхностей трения во время эксплуатации (зона рассеяния заштрихована): с другой стороны, в аппарате с хорошо приработанными поверхностями иногда возникает заклинивание при прямом и обратном ходе, а начальная жесткость аппарата (начальная сила) становится недопустимо большой. Кроме того, как правило, появляется скачкообразное изменение силы (автоколебания при трении). Аппараты такого типа чувствительны к изменению окружающей температуры — при низких температурах коэффициенты трения повышаются. Изменение температур способствует также появлению коррозии на поверхностях трения, особенно в периоды длительных остановок.
280
Рис. Х.19	Рис. Х.20
Рис. Х.19. График изменения энергоемкости поглощающих аппаратов типа ТТТ-1-ТМ в зависимости от времени эксплуатации
Рис. Х.20. Поглощающий аппарат типа Ш-2-Т
Аппарат типа Ш-2-Т (рис. Х.20) временно применяется в восьмиосных вагонах. Его энергоемкость составляет 65 кДж при усилии 2 МН. В отличие от аппарата Ш-1-ТМ этот аппарат имеет увеличенную высоту пружин за счет отсутствия нажимной шайбы, соответственно увеличенный ход, равный НО мм, и более высокую стабильность действия. Материал пружин — сталь марки 60С2ХФА.
В четырехосных грузовых вагонах применяется также поглощающий аппарат типа Ш-2-В, имеющий ход 90 мм и сходный с аппаратом Ш-2-Т. Разработано еще несколько модификаций пружинно-фрикционных аппаратов, например типа Ш-6-ТО, в котором корпус объединен с тяговым хомутом, что позволяет увеличить высоту пружин.
Пассажирские вагоны СССР с 1947 г. оборудовались пружиннофрикционными аппаратами типа ЦНИ И-Н 6 конструкции И. Н. Новикова [36, с. 164—165], обеспечивающим необходимую плавность при трогании поезда с места. Недостатками аппарата ЦНИИ-Н6 являются сравнительная сложность конструкции и недостаточная стабильность работы фрикционной части.
С целью создания высокоэффективных и стабильно работающих поглощающих аппаратов в разное время было предложено много различных конструкций пружиннофрикционных аппаратов как в. СССР, так и в зарубежных странах, особенно в США.
Рис. Х.21. Конструктивные схемы пружинно-фрикционных аппаратов автосцепки: с—типа «Во-Гуд»; б —с кольцевыми рессорами; в — пластинчатый (верхняя половина показана в сжатом состоянии); г — пластинчатый с металлокерамическими элементами ПМК-120
281
Рис. Х.22. Схема рамы вагона с подвижной хребтовой балкой:
а — среднее (нейтральное; положение; б — при действии силы слева; в — при действии силы справа
тла наклона клиньев J, жесткости рессоры 3 и пружин
а, Р
Pi, Р:
'%п С сжат
Главная трудность разработки новых аппаратов заключалась в необходимости получения высокой энергоемкости и стабильности работы аппарата при сравнительно малых габаритах. На рис. Х.21 показано несколько принципиально различных схем пружиннофрикционных поглощающих аппаратов.
В поглощающем аппарате типа «В о-Г уд» (рис. Х.21, а) прижатие. основных фрикционных клиньев 1 к корпусу 2 осуществляется упругим элементом (рессорой) 3. Число сопряженных пар плоскостей трения в этом аппарате меньше, чем в аппарате типа Ш-1-ТА1 (шесть вместо двенадцати). Выбором 4 можно обеспечить желатель-
ное изменение силовой характеристики [59]. Изготовление и ремонт этого аппарата несколько сложнее, чем аппарата типа Ш-1-ТМ.
В аппарате, показанном на рис. Х.21, б, в качестве упругих п фрикционных элементов используются кольцевые рессоры. При сжатии такого аппарата, как указано в п. VI 1.9, наружные кольца растягиваются, а внутренние сжимаются, скользя по коническим поверхнсстям соприкосновения. Эти аппараты обычно работают со смазкой. Испытания в грузовых поездах [8, с. 291] показали преимущества аппаратов с кольцевыми рессорами перед аппаратами с фрикционными клиньями. Точность и качество изготовления первых аппаратов должны быть выше, чем вторых.
Угол конусности р колец выполняется больше угла трения, поэтому при разгрузке аппарата силы упругости возвращают его подвижные детали в исходное положение.
Пластинчатый поглощающий аппарат типа Вестингауза (рис. Х.21, в) позволяет получить повышенную энергоемкость за счет увеличения числа параллельно работающих поверхностей трения.
При сжатии значительная работа сил трения возникает на главных поверхностях: между неподвижными пластинами 8 и 5, клиньями 7 и подвижными пластинами 9. Пониженное сопротивление аппарата в начале хода обеспечивается тем, что при сжатии на величину а перемешаются только нажимной клин 6 и клинья 7. Достоинством пластинчатого аппарата является наличие сменных фрикционных элементов (корпус не изнашивается). Однако этот аппарат сложнее и дороже в изготовлении и ремонте, чем аппарат типа Ш-1-ТМ.
Существуют разновидности аппаратов пластинчатого типа. Например, у аппарата с металлокерамическими элементами ПМК-120 (рис. Х.21, г) ход составляет 120 мм, энергоемкость 75 кДж. В аппаратах пластинчатого типа целесообразно применять специальные фрикционные материалы, например металлокерамику. Это позволяет существенно повысить стабильность работы аппаратов.
Увеличение хода и жесткости пружин, как указано ниже, повышает энергоемкость и снижает силу удара [см. формулу (Х.22)]. Большой ход (до 650 мм) можно обеспечить применением подвижной («п лавающей») хребтовой балки (рис. Х.22). Между этой балкой и рамой кузова устанавливают дополнительные фрикционные или гидравлические устройства, поглощающие энергию удара. Кроме того, по концам хребтовой балки устанавливают сбычные поглощающие аппараты. Энергоемкость такой системы достигает 200 кДж. Однако применение подвижной хребтовой балки значительно усложняет и удорожает конструкцию вагона.
щие и ГО) вдол ново ют:
или
лучг
1
выр:
а)
Тс
Х.10. Силовые характеристики и энергоемкость аппаратов
Рассмотрим способ приближенного расчета силовых характеристик и энергоемкости на примере аппарата Ш-1-ТМ (рис. X.23, о). Под действием внешней силы Тс и реакции пружин с (х + х0) между фрикционными клиньями и другими элементами аппарата возникают усилия.
282
Рис.
или
Тс tylC (X “I" Xq),
(Х.15)
где ф — коэффициент передачи при сжатии, который показывает, во сколько раз усилие сжатия аппарата превышает усилие сжатия пружины:
ф = J±W±PsAW±PiL.	(X. 16)
1—tg(a-|-p2)tg(v-i-p1)
Коэффициент i, учитывающий разницу между величинами сжатия аппарата и пружин, численно равен коэффициенту передачи ф при р = О, т. е.
.	(Х.17)
1—tgatgy
Для малых углов у = 2 -4-3° величина i весьма мало отличается от единицы, и этим отличием можно пренебречь при вычислении силы Тс. Однако для окончательного определения размеров пружин коэффициент i следует учитывать.
При обратном ходе коэффициент передачи составляет
ф1= l + tg(P—РЗ) W(Y-P1) .
1— tg(a—р2) tg (у—pj
В случае желобчатой поверхности трения, как у аппарата типа Ш-1-ТМ, угол трения Pj в формулах (Х.16) и (Х.18) определяют из условия
tgpi = -^T>	(Х.19)
sin0
где 26 — угол между гранями аппарата (см. рис. Х.18), измеряемый в плоскости, перпендикулярной граням;
р — угол трения, соответствующий коэффициенту трения на главных поверхностях аппарата.
Угол у для желобчатой поверхности измеряется в плоскости, проходящей через линию пересечения граней корпуса и его продольную ось. При ином измерении углов 6 и у нужен соответствующий пересчет [59, с. 44].
Для приближенного расчета можно полагать, что коэффициенты трения остаются постоянными в процессе сжатия аппарата. Тогда, как следует из уравнения (Х.15), силовая характеристика аппарата является постоянной и линейной. График ее изображен на рис. Х.24, а, где Тса — сила начальной затяжки аппарата:
Тсн = сф1Х0.	(Х.20)
Уравнения (Х.15) и (Х.20) являются частным случаем следующего более общего выражения для силовых характеристик
Тс — Ьхп + Гси,
(Х.21)
где b — приведенная жесткость аппарата.
Рис. Х.24. Графики силовой характеристики поглощающего аппарата:
а — линейная характеристика; б — силовая характеристика для определения количества необратимо поглощенной энергии
284
Обозначим:
сх, р и у — углы наклона граней клина, являющиеся основными геометрическими параметрами аппарата;
РьРгиРз— углы трения на поверхностях трения клина; этим углам соответствуют коэффициенты трения р2 и р3;
с — жесткость комплекта пружин;
х — величина сжатия аппарата под действием внешней силы Тс; х0 — величина начальной затяжки аппарата.
Заметим, что х и х0 несколько меньше соответствующих величин х,, и х„п сжатия пружин. Эта разница вызвана сближением клиньев в процессе сжатия аппарата. Обозначим через i отношение
 =хд-Чд .	(Х.11)
х |-х0
Рассмотрим условия равновесия клина (рис. Х.23, б). Силы, действующие по трем поверхностям трения, разложим на вертикальные Q,, Q, и Q3 и горизонтальные Рл , Р2 и Ря. Горизонтальные силы Рг и Ps, направленные вдоль оси аппарата, для каждого из трех клиньев (если аппарат трехклиновой) в предположении равномерного распределения давлений составляют:
-Р2 = -у-; Р3= ---д+х<1п) 	(Х.12)
Из рис. Х.23, б имеем:
Qi = — A : Q2 = ^2tg(a+p2); Qs = Ps tg (|3 +p3). tg (T-f-Pi)
Из условия Qi = Q2 + Q3 получим
t—-— = Pi tg (a + p2) + P3 tg (P 4- p3), tg (Y +Pi)
или
Pi = P, tg (a 4- p2) tg (y 4- pj + P8 tg (P 4- p3) tg (y 4- p;). (X.13)
Имея равенство P± = P2 — Ps и подставив его в уравнение (Х.13), получим
Р2 [1 — tg (a + р3) tg (у -Н Pi)) = Р3 11 + tg (Р 4- р3) tg (y 4- Pi)]-
Заменив P2 и Ps через их значения из зависимостей (Х.12) и учитывая выражение (Х.11), найдем
тсi3-te(P4-p8)tg(T^pp с.u +Хо)	(>; 14)
1— tg(a-|-p.>; tg (у +ри
Рис. Х.23. Схема действия силы на элементы пружинно-фрикционного аппарата типа Ш-1-ТЛ1
283
Энергия, воспринимаемая аппаратом, может быть вычислена как работа силы сжатия на пути, равном ходу %. Величина ее численно равна заштрихованной площади графика (см. рис. Х.24, а):
р___ Тс max + Тск
Л-4 --- '	—
2
или £ = с^<х2-1-2-«о) _ (Х 22) 2
Таблица Х.1
Степень приработки поверхностей трения	Коэффициент трения при расчете	
	силы по формуле (Х.15)	энергоемкости по формуле (Х.22)
Малая и средняя Высокая	0,270—0,280 0,288—0,292	0,260—0,270 0,274—0,281
Для определения энергоемкости аппарата Еа в формулу (Х.22) подставляют вместо х величину полного хода аппарата хп.
Как известно, коэффициенты трения существенно зависят от степени приработки поверхностей трения и наличия смазки (загрязнения) на этих поверхностях. Средние значения коэффициентов трения для аппаратов типа Ш-1-ТМ с сухими поверхностями трения, определенные по опытным значениям силы и энергоемкости путем пересчета по формулам (Х.15) и (Х.22), указаны в табл. Х.1.
Количество необратимо поглощенной энергии обычно оценивается коэффициентом т], равным отношению необратимо поглощенной энергии удара Ен к энергоемкости Еа:
Способность каждого амортизатора необратимо поглощать энергию удара зависит от его конструкции и фрикционных свойств поверхностей трения. Если известна полная силовая характеристика амортизатора, т. е. линия нагрузки DA (рис. Х.24, б) и линия разгрузки АВС, то легко определяется количество необратимо поглощенной энергии. На графике эта величина численно равна заштрихованной площади. Величину коэффициента Л определяют как отношение площади ABCD к площади AEFD:
(Ta-Tb) + (Td-Tc) •
Т А^~ 1 D
Принимая значения ТА и TD по формулам (Х.15) и (Х.20), а Тв и Тс по тем же формулам, заменяя ф на ф1э получим
п = .±--*1 , или л = 1 —	.	(Х.23)
ф	ф
Величину коэффициента л для каждого поглощающего аппарата можно выразить через его геометрические параметры и коэффициенты трения. Для этого достаточно подставить в уравнение (Х.23) соответствующие выражения ф и ф\ для рассматриваемых амортизаторов. Приведенные выше уравнения (Х.15), (Х.22) и (Х.23) справедливы для любых пружинно-фрикционных аппаратов. Отличительные особенности каждого аппарата находят свое отражение в величине коэффициента передачи ф. Этот коэффициент может быть определен тем же порядком, как и для аппарата Ш-1-ТМ.
Х.11. Уточненное построение силовых характеристик пружинно-фрикционных аппаратов
Величина сил, передающихся на раму кузова через автосцепное устройство, зависит от энергоемкости поглощающих аппаратов и их силовых характеристик.
Линейная силовая характеристика пружинно-фрикционных аппаратов (см.
рис. Х.24), построенная по формулам (Х.15) и (Х.16) в предположении постоянства
285
коэффициентов трения, справедлива для приближенного определения максимальной силы удара, если расчетные коэффициенты выбраны правильно. Для более полного анализа работы пружинно-фрикционного аппарата необходимо учесть изменение коэффициентов трения в процессе его сжатия. Скорость сжатия поглощающих аппаратов зависит от условий соударения, поэтому уточненные силовые характеристики нужно строить, учитывая скорость удара и величину соударяющихся масс. Приведем основные уравнения уточненного расчета без вывода.
При ударном сжатии одного аппарата, установленного на жестком основании (условия испытания на копре), силовая характеристика может быть построена по следующим зависимостям [59, с. 93]:
ib
Т =-----------с (х +х0);	(Х.24)
1 -ф —— о
Bi
ег<к стр\ ЦИО1 фиц1 спец личе мене обеа
где Т — сила сжатия аппарата;
*ф — коэффициент передачи, определяемый по формуле (Х.16);
с — жесткость комплекта пружин;
х — переменная величина сжатия аппарата в каждый момент, соответствующая определенной силе;
xG — величина начальной затяжки аппарата;
m — масса, ударяющаяся в аппарат;
©л — скорость массы m в момент начала удара;
v — переменная скорость массы в процессе ударного сжатия, равная скорости скольжения клиньев аппарата;
Ау и By — коэффициенты, зависящие от геометрических параметров аппарата и коэффициентов трения. Для аппарата типа Ш-1-ТМ:
-41 = b [ 1 + |ц tg у + tg (о. + р 2) (j.1,—tg у)];	(X . 26)
Si = 2 [1—Hi tgT—tg(a+p2) (pi-Ms V)1 •	(X .27)
Здесь b — опытный параметр, характеризующий изменения коэффициентов трения в зависимости от скорости скольжения; для стальных поверхностей трения b =
Значения а, у, р2 те же, что и в формулах (Х.16)—(Х.18); |ц = arctg рт. Такие расчетные характеристики согласуются с опытными и представляют собой систему кривых, каждая из которых соответствует единственному значению скорости удара цн и определенной ударяющей массе т.
Испытания поглощающих аппаратов принято проводить на специальной копровой установке с падающим грузом и при соударении вагонов.
ным пион цион гран двух рива груж болы здесь ние прим
Х.12. Способы повышения энергоемкости и обеспечения стабильности пружинно-фрикционных аппаратов
Как следует из формулы (Х.22), энергоемкость аппарата можно повысить увеличением коэффициента передачи ф, жесткости пружин с или хода х. Для аппаратов типа Ш-1-ТМ увеличивать тр за счет изменения углов а или Р нецелесообразно, так как это приводит к резкому ухудшению стабильности работы и увеличивает опасность заедания. Увеличить жесткость пружин из стали марки 55С2, сохранив достаточный ход хп в заданных габаритах, не представляется возможным. По той же причине нельзя увеличить ход без уменьшения жесткости. При сохранении заданных габаритов и конструкции аппарата повысить энергоемкость можно применением з а н е-во ленных пружин или пружин из легированных сталей высокой прочности (или то и другое вместе). Это позволяет повысить жесткость пружин и увеличить ход аппарата. Рекомендованное ВНИИЖТ применение в аппаратах типа Ш-1-ТМ заневоленных пружин (наружной с диаметром прутка d = 40 мм вместо 36 мм и внутренней с d = 20 мм вместо 19 мм) позволило повысить жесткость пружин до с ~ 2580 кН/м вместо 1410 кН/м.
Задача обеспечения стабильности работы аппарата и повышения износостойкости не менее важна, чем повышения его энерго-286
Г прост энерг удель ном ( более жина) у ста.
Г вание ким о понят (почтг ратур гих сь
О ЗИНОВ1 зна че!
А тивны. листаь условг увелиг
Н. аппарг
В трансп подвер плитой автосш ментов 1,8 Ml
Ап облег ч<
емкости. В связи с этим большое значение имеет исследование новых конструкций поглощающих аппаратов с использованием специальных фрикционных материалов, обладающих высокими и малоизменяющимися коэффициентами трения (например, металлокерамики), а также применение специальных закаленных сталей [59, с. 1481, использование резинометаллических упругих элементов. Более радикальным решением является применение гидравлических и гидрофрикционных аппаратов при условии обеспечения их надежности и экономической эффективности.
Прочность аппарата обеспечивается не только целесообразным выбором марки стали и ее термической обработкой, но и выбором рациональной формы и размеров корпуса. С этой целью для пружинно-фрикционных аппаратов выгоднее применять трехклиновые системы (шестигранный корпус), как у аппаратов типа Ш-1-ТМ, или многоклиновые, а не двухклиновые. Приближенный расчет корпуса можно выполнить, рассматривая его как замкнутую многоугольную симметричную плоскую рамх, нагруженную изнутри давлением клиньев. В аппаратах типа Ш-1-ТМ наибольшие напряжения возникают в угла?; корпуса между клиньями — нередко здесь наблюдаются напряжения выше предела текучести. Поскольку внешние нагрузки носят циклический характер, уточненный расчет требует применения методов оценки малоцикловой прочности (см. п. Х.З).
Х.13. Поглощающие аппараты с резиновыми элементами
Применение резины позволяет проектировать поглощающие аппараты простой конструкции, малых габаритов и массы со сравнительно высокой энергоемкостью при хорошей их стабильности. Это обусловлено тем, что удельная энергоемкость резины (на единицу массы) при сложном напряженном состоянии превышает удельную энергоемкость стали почти в 5 раз; более полно используется объем аппарата по сравнению со стальными пружинами; резина имеет малую объемную массу (примерно в 6 раз меньше, чем у стали).
Наряду с этим некоторые особенности резины осложняют конструирование и могут привести к изменчивости эксплуатационных свойств. К таким особенностям относятся: несжимаемость резины в том смысле, как это понятие применяется к воде; большой коэффициент линейного расширения (почти в 15 раз больше, чем у стали), вследствие чего с изменением температуры меняется величина начальной затяжки аппарата; изменение упругих свойств резины под влиянием времени и температуры.
Однако если удачно выбран сорт резины и целесообразные формы резиновых элементов, то указанные недостатки не будут иметь существенного значения.
Аппараты с резиновыми элементами выполняют в различных конструктивных вариантах. Такие элементы прочно скрепляют с металлическими листами при помощи горячей вулканизации, что является необходимым условием надежности и долговечности эксплуатации резины и вместе с тем увеличивает жесткость аппарата.
На рис. Х.25 показаны четыре различные конструкции поглощающих аппаратов.
В аппарате (рис. Х.25, а) типа Р-4П конструкции Брянского института транспортного машиностроения (БИТМ) и ВНИИВ резиновые элементы 3 подвержены сжатию, нажимная крышка 1 одновременно служит упорной плитой, непосредственно воспринимающей нагрузки от хвостовика корпуса автосцепки. Направляющие планки 2 предохраняют пакет резиновых элементов от выпучивания. Энергоемкость аппарата Еп = 40 кДж при силе 1,8 МН.
Аппарат типа Р-2П (рис. Х.25, б) конструкции ВНИИВ и БИТМ имеет облегченный корпус в форме хомута, отличается конструктивной просто-
287
Рис. Х.25. Поглощающие аппараты с резиновыми элементами
той и малой массой, энергоемкость аппарата в обычных габаритах Еп = = 22,5 кДж при силе 1,3 МН. Такими аппаратами с 1970 г. оборудуются многие пассажирские вагоны взамен аппаратов типа ЦНИИ-Н6. Для аппаратов типа Р-2П использована морозостойкая резина марки 7-ИРП-1348 (ТУ38.005204—71).
В аппаратах, изображенных на рис. Х.25, виг, имеются фрикционные элементы, благодаря которым обеспечивается высокая энергоемкость при меньших нагрузках на резину и меньших ее объемах, однако появляются недостатки, присущие пружинно-фрикционным аппаратам вообще. Резина здесь работает на сдвиг и сжатие.
В аппарате (см. рис. Х.25, г) при определенном ходе резина заполняет корпус, и жесткость повышается.
Расчет резиновых элементов при малых деформапиях (относитетьное сжатие е 0,2) выполняют, пользуясь законом Гука, как указано в п. VII. 11. Однако в поглощающих аппаратах обычно резина подвергается большим деформациям. В этом случае расчет целесообразно выполнять, используя следующую обоснованную’опытом зависимость между силой Т, сжатием аппарата х и скоростью сжатия v (для аппаратов, показанных на рис; Х.25, а и б):
Т = ‘,ср-^ар sign ц) х— рр хЗ-Lup ср v, (Х.28)
Рис. Х.26. Схема динамической силовой характеристики аппарата с резиновыми элементами
1 /1.Г:	Сю. I	се
J” 1 — параметры статической силовой харак-Ор и рр J теристики, определяемые в зависимости от геометрических размеров, формы резиновых элементов и модуля упругости резины [77, с. 412—417];
Рр — коэффициент вязкости, зависящий от типа резины.
Особенностью динамической силовой характеристики аппаратов с резиновыми элементами является несовпадение максимальных значений силы и хода (рис. Х.26). Энергоемкость аппарата при его ударном сжатии численно равна площади, ограниченной построенной по формуле (Х.28) силовой характеристикой и осью абсцисс.
288
Х.14. Гидравлические поглощающие аппараты
Схемы двух вариантов гидравлических аппаратов показаны на рис. Х.27. Конструкция аппарата, в принципе соответствующего схеме рис. Х.27, а, изображена на рис. Х.28. Этот аппарат устроен следующим образом (см. рис. Х.27, а и Х.28). Под действием внешней силы происходит перемещение поршня 1 и сжатие пружин 2. При этом жидкость выжимается поршнем с одной стороны цилиндра 3 (справа от поршня) в другую (слева от поршня). Перетекание жидкости происходит через калиброванные отверстия а. Вытесняемая жидкость поступает также в полость 4. В аппарате, показанном на рис. Х.27, б, благодаря наличию штока 5 переменного сечения площадь отверстия а изменяется в процессе сжатия аппарата, соответственно меняется и сопротивление движению поршня, обеспечивая заданную силовую характеристику.
Рис. Х.27. Схемы гидравлических поглощающих аппаратов
В этих условиях перемещению поршня препятствуют значительные силы гидравлического сопротивления, величина которых зависит от скорости движения поршня и размеров отверстия а. Чем больше скорость соударения вагонов и, следовательно, выше кинетическая энергия, тем большее сопротивление оказывает поглощающий аппарат, тем выше его энергоемкость. Это свойство является преимуществом гидравлического аппарата. Важной особенностью этого аппарата является более выгодная форма силовой характеристики (рис. Х.29, а). Здесь сила удара в процессе сжатия мало изменяется в отличие от других типов аппаратов, например фрикционных (рис. Х.29, б). Для равной энергии удара сила при гидравлических аппаратах получается меньшей.
Работа сил гидравлического сопротивления преобразуется в тепло, поэтому в гидравлическом аппарате большая часть кинетической энергии поглощается необратимо. Небольшая отдача возникает только за счет упругости пружин, которые служат для перемещения поршня в исходное положение после удара и частично участвуют в воспринятии энергии удара.
Недостатком рассмотренных поглощающих аппаратов является слишком малое сопротивление сжатию при медленно нарастающих нагрузках, например при плавном трогании поезда и движении по затяжному подъему.
Гидравлическое сопротивление изменяется пропорционально квадрату скорости движения потока жидкости, поэтому при медленном сжатии в поезде аппарат сжимается почти без гидравлического сопротивления и при малой жесткости пружин оказывается не подготовленным к воспринятию последующих ударных нагрузок. Применение гидрогазов ы х аппаратов позволяет в значительной мере устранить этот недостаток. Наличие газа высокого давления вместо пружин обеспечивает большую ве-
10 Зак. 1752	289
Рис. Х.28. Гидравлический поглощающий аппарат
Рис. Х.29. Графики типичных силовых характеристик аппаратов:
а — гидравлического: б— фрикционного типа Ш-1-ТМ
личину упругого сопротивления и улучшает работу аппаратов при медленном нарастании сил. Удачные варианты таких аппаратов разработаны в МИИТ.
Схемы аппарата типа ГА-100М в двух состояниях показаны на рис. Х.ЗО, а и б, а его конструкция — на рис. Х.ЗО, в. Основными элементами аппарата являются цилиндрический корпус 1, нажимной поршень (стакан) 2, внутри которого размещен плавающий поршень 3, промежуточное дно 4 (закрепленное в корпусе), второй плавающий поршень 5, шток 6, который проходит через промежуточное дно и упирается в поршень 5 (другой конец штока свободно проходит в поршне). В поршне 2 имеются дроссельные отверстия 7 и перепускные пазы (отверстия) 8.
Аппарат имеет три основные полости А, В и С. Полость А низкого давления заполняется нейтральным газом, например азотом, при начальном давлении 0,4 МПа, по-
Рис. Х.ЗО. Гидравлический аппарат типа ГА-100М:
а и б — схемы аппарата соответственно в процессе сжатия и в сжатом состоянии; в — конструкция аппарата
290
лость В — рабочей жидкостью АМГ, полость С высокого давления — нейтральным газом при начальном давлении 9 МПа. Под действием внешней нагрузки поршень 2 перемещается внутри корпуса вдоль неподвижного штока 6, при этом рабочая жидкость перетекает в пространство Вг, воздействуя на плавающий поршень 3, и перемешает его влево, сжимая газ в полости А. При дальнейшем движении поршень 2 упирается в выступ штока 6, перекрывает пазы (отверстия) 8, увеличивая гидравлическое сопротивление; шток 6 начинает перемешаться вправо, давит на плавающий поршень 5, преодолевая давление сжатого газа в полости С. Возвращение элементов аппарата в исходное положение осуществляется за счет упругих сил сжатого газа в полостях А и С. Ход аппарата равен 70 мм. Энергоемкость достигает 100 кДж при силе 2 МН.
В МИИТ разработаны также усовершенствованные варианты гидравлических аппаратов с увеличенным ходом, например аппарат ТА-500, у которого ход составляет 120 мм и обеспечено более высокое упругое сопротивление.
Новые конструкции гидравлических аппаратов разрабатываются во ВНИИЖТ и других организациях Советского Союза, а также за границей. В некоторых странах ими оборудуют значительное количество вагонов.
Недостатками гидравлических аппаратов являются сложность конструкции, высокая стоимость изготовления, трудность обеспечения на длительное время падежных уплотнений, препятствующих вытеканию жидкости, изменение жесткости под влиянием переменной температуры в зависимости от вязкости жидкости. По мере устранения этих недостатков гидравлические аппараты будут применяться все более широко.
Приближенный расчет гидравлического аппарата можно выполнить, основываясь на формуле для определения гидравлического сопротивления Т, применяемой для расчета артиллерийских гидравлических амортизаторов:
Т=------2- и2,
2gfo2
(Х.29)
где k — поправочный коэффициент гидравлических потерь и сужения струи;
у — плотность жидкости, кг/м8;
Fn — плошадь поршня, м2;
fo — площадь отверстия для перетекания жидкости, м2;
v — скорость движения поршня, м/с;
g — ускорение силы тяжести, м/с2.
Общая сила сжатия гидравлического аппарата складывается из гидравлического сопротивления Т, сопротивления пружин и газа. Зная закон изменения силы Т на определенном пути сжатия аппарата, приняв значения k, у и Fn и установив характер изменения скорости v, по формуле (Х.29) определяют площадь отверстия /о и необходимую закономерность ее изменения в процессе сжатия.
Перспективны также гидрофрикционные аппараты, которые позволяют сочетать в себе достоинства гидравлических и фрикционных, устраняя в значительной мере их недостатки. В этом варианте аппаратов гидравлическая часть может иметь значительно меньшее давление, что позволит проще обеспечить надежную работу уплотнений, а фрикционная часть может быть выполнена с геометрическими параметрами, обеспечивающими высокую стабильность.
Простейшими вариантами аппаратов такого типа являются обычные фрикционные аппараты (с незначительным изменением геометрических параметров), в которых параллельно с облегченной пружиной устанавливается гидроцилиндр. Проведенные в БИТМ испытания опытных образцов аппарата Ш-1-ТМ с гидроцилиндром и уменьшенным углом клина а = 45° показали, что этот аппарат может обеспечить энергоемкость более 60 кДж при силе Fmax = 2 МН.
Х.15. Упругая площадка
Улучшение плавности движения поезда достигается устранением зазоров в автосцепных устройствах. Для этого современные пассажирские вагоны оборудуют упругими площадками.
На рис. Х.31 показана упругая площадка цельнометаллических вагонов железных дорог СССР, у которой суфле 1 и буфера 3 опираются на торцовую стену кузова.
Поскольку суфле и буферные тарелки упругой площадки выступают за плоскость зацепления автосцепки на 65 мм, то при сцеплении вагонов вначале соприкасаются и сжимаются упругие площадки, а затем происходит сцепление автоматических сцепок. Усилие, вызывающее сжатие упругой площадки на 65 мм, составляет 9 кН, а во вновь проектируемых конструк-10*	291
циях—до 20 кН. При этом выбираются зазоры в поверхностях зацепления автосцепок (автосцепки удерживаются в растянутом состоянии), в результате чего устраняются обусловленные зазорами толчки при трогании поезда с места и при резком его торможении в пути следования.
Упругие площадки используются для перехода пассажиров и обслуживающего персонала из одного вагона в другой, поэтому они имеют внизу откидные мостики (фартуки) 2, а по бокам и вверху — ограждение в виде суфле 1. В последних конструкциях вагонов суфле выполняют резиновыми.
До 1961 г. цельнометаллические вагоны оборудовались упругими площадками, у которых в качестве верхней опоры использовалась листовая рессора, а нижними опорами являлись буфера с последовательно включенными пружинами. Для снижения тары вагона (примерно на 0,5 т) такие буфера были заменены пружинными амортизаторами [7, с. 248]. Впоследствии вместо листовой рессоры были установлены два верхних пружинных амортизатора. Применение упругих резиновых суфле баллонного типа позволило отказаться от верхних амортизаторов. Нижние амортизаторы были заменены облегченными буферами, конструкция которых совершенствуется с целью уменьшения их износов и других повреждений. Для предупреждения прохода буферной тарелки одного вагона мимо тарелки смежного вагона расстояние между центрами буферов было увеличено с 1610 до 1782 мм. 292
щего раму кузова от вертикальных составляющих усилии, которые возникают в сцепленных автосцепках. Поэтому сокращение вылета автосцепки осуществлено в пассажирских вагонах длиной 23,6 м, крытых вагонах емкостью кузова 120 м3 и некоторых других новых конструкциях.
Для уменьшения вылета автосцепки по согласованию с Л1ПС допускается изготовление корпусов, имеющих размер от линии зацепления до упора менее 350 мм. Однако при осуществлении такого уменьшения, как показал опыт разработки автосцепки СА-Д, возникают значительные затруднения в размещении и нормальном взаимодействии деталей механизма.
Высота продольной оси автосцепки над уровнем головок рельсов согласно ГОСТ 3475—62 у новых порожних вагонов должна составлять 1040—1080 мм, а у груженых с изношенными частями — не менее 950 мм у грузовых и не менее 980 мм у пассажирских вагонов.
Продольная ось автосцепки не должна отклоняться вверх от горизонтального положения более чем на 3 мм и вниз—на 10 мм. Эти допуски выбраны из условий облегчения прохода сцепленных вагонов по вертикальным неровностям пути (горб сортировочной горки, переходный мост паромной переправы), а также для предотвращения перегрузки маятниковых подвесок.
Зазор между хвостовиком корпуса автосцепки и верхней стенкой окна розетки 20—30 мм (в эксплуатации он может возрасти до 40 мм) обеспечивает	i
возможность поднятия корпуса при отклонении центрирующего прибора во время движения вагонов по кривым участкам пути. При меньшем зазоре хвостовик корпуса может заклиниться между центрирующей балкой и розеткой, вызывая опасную перегрузку маятниковых подвесок. При большем зазоре возможно заклинивание сцепленных автосцепок в контуре их зацеп-	г
ления во время движения по вертикальным неровностям пути.
Правилами технической эксплуатации железных дорог СССР установлена наибольшая разность высот продольных осей автосцепок в поезде Дйп=50-?110мм. При движении по вертикальным неровностям, особенно при проходе сортировочных горок, а также вследствие вертикальных колебаний кузова на рессорах эта разность у вагонов с автосцепками нежесткого типа возрастает, составляя А/гг. Однако наибольшая возможная разность высот продольных осей сцепленных автосцепок не должна превышать величины, при которой может произойти саморасцеп нежестких автоматических сцепок.
Таким образом, необходимо обеспечивать условие	г
A/in -4- Дйг Дйд,	(Х.ЗО)
где А/гп — допускаемая разность высот продольных осей смежных автосцепок, при которой обеспечивается движение вагонов без саморасцепа.
Согласно нормам расчета вагонов для автосцепок СА-3 принято Дйд = 180 мм, а для модернизированных, как указано выше, Дйд = 250 мм.
Величину Дйг определяют из условий движения вагонов по сортировочной горке, имеющей типовой профиль (перелом надвижной и спускной частей не более 55°/С0, а радиусы кривых сопряжения этих частей не менее 350 м) [8, с. 303]. Проверку прохода сцепленных вагонов по параллельным съездам паромных переправ не производят, поскольку при проектировании этих устройств не должны создаваться более трудные условия, чем при движении по горбу сортировочной горки.
Анализируя факторы, определяющие величины Дйп и Дйг, следует учитывать, что уменьшение разности высот автосцепок сокращает плечи	п
изгибающих моментов, возникающих от продольных сил и существенно загружающих раму кузова вагона и части автосцепного устройства.
Наибольшее смещение продольной оси автосцепки от-	_
носительно продольной оси кузова вагона возникает при движении сцепленных вагонов по S-образной кривой малого радиуса.
294
X.16. Параметры размещения автосцепного устройства и условия сцепления автосцепок
Размещение автосцепного устройства на раме кузова должно обеспечивать сцепление автосцепок и препятствовать невыгодному загружению элементов конструкции вагона. Поэтому оно регламентировано ГОСТ 3475—62, в который в 1974 г. были внесены некоторые изменения.
Зазор между упором головной части корпуса автосцепки и ударной розеткой (разность размеров 650—660 и I на рис. Х.32), необходимый для обеспечения перемещения корпуса при действии сжимающего усилия, и зазор L между нижней перемычкой переднего упора и тяговым хомутом, необходимый для обеспечения перемещения упряжного устройства при действии растягивающего усилия, зависят от хода поглощающего аппарата. Согласно ГОСТ 3475—62 с вышеуказанными изменениями эти размеры должны составлять:
Ход аппарата 70 мм
Более 70 мм
L не менее
80 мм Устанавливаются в выбранным ходом
1
570±4 мм соответствии с
Расстояние между опорными поверхностями переднего и заднего упоров-625_3 мм установлено для всех вагонов, кроме грузовых восьмиосных, у ко-•торых это расстояние может быть изменено пэ согласованию с заказчиком.
Расстояние от линии 4 зацепления до концевой балки рамы кузова, на зываемое вылетом автосцепки, у грузовых вагонов железных дорог СССР обычно составляет 610 мм, и его разрешается уменьшать путем смещения корпуса и связанных с ним частей автосцепного устройства внутрь рамы. Уменьшение вылета автосцепки сокращает межвагонные расстояния, в результате чего повышается погонная нагрузка вагона, сокращается сопротивление воздушной среды, существенное при больших скоростях движения, и уменьшается плечо изгибающего момента, нагружаю-
DHO££
Рис. Х.32. Установочные размеры автосцепного устройства:
1 — линия приближениями автосцепке упругой площадки пассажирского вагона: 2 — контур зацепления по ГОСТ 21447—75; 3 — упорная поверхность упругой площадки или буферов пассажирских ваюнов; 4 — линия зацепления автосцепки
293
На рис. Х.ЗЗ показана схема расположения в такой кривой вагонов, имеющих разные конструктивные и линейные параметры.
Углы отклонения продольных осей автосцепок от продольных осей кузовов
ai — Pi + y;	— Ps + y,
(Х.31)
где Pi и [1, — углы поворота продольных осей кузовов относительно оси Ох;
у — угол между продольной осью двух сцепленных автосцепок и осью Ох. Эти углы определяются формулами:
„	, li + nai 4- 1а
₽1 = arctg--------------
па2 + 1а
₽2 = arctg--------------
‘<2
у = arcsm —;-----------
tai "Mas
(Х.32)
где 2Z, и 2Z2 — базы рассматриваемых вагонов;
па1 и па2 — расстояния от пятниковых сечений до центра шарниров хвостовиков корпусов автосцепки (точки и Л2);
tai и Za2 — длины корпусов автосцепок, измеренные от центра шарнира хвостовика до оси сцепления;
/?1 и R2 — радиусы кривой;
Ьг и t>2 — поперечные смещения центров шарниров и А2 (в направлении оси Оу);
Е — дополнительное взаимное поперечное отклонение точек Аг и А2, обусловленное поперечными смешениями колесных пар и других элементов ходовых частей, а также деталей автосцепного устройства1.
Поперечные смещения:
(Х.ЗЗ)
где 2ZT1 и 2ZTS — базы тележек рассматриваемых вагонов. Для четырехосных и других сочлененных многоосных тележек вместо /т1 или Zt2 принимают сумму квадратов полубаз составляющих тележек.
1 Обоснование и численные значения величин, входящих в формулы (Х.32) — (Х.35), можно найти в книге [88].
295
Пля обеспечения свободного движения по кривым малого радиуса необходимо обеспечить такие размеры окна в розетке и других элементов конструкции, которые позволяли бы повернуться корпусу автосцепки относительно продольной оси вагона (углы cq и а2)- Проверка ширины В окна розетки (см. рис. Х.32) при проектировании вагонов предусмотрена ГОСТ 3475—62.
Автоматическое сцепление вагонов в кривых малого радиуса, как указано выше, возможно, если расстояние между продольными осями соединяемых автосцепок не превосходит захвата сцепления.
Помимо параллельного расположения продольных осей автосцепок (см. рис. Х.6), возможно их пересечение под углом 0, что ухудшает условие автоматического сцепления вагонов.
Для учета этого ухудшения вводится понятие эффективной ширины захвата Вв, которая несколько меньше полной ширины захвата Вп. Для автосцепки СА-3
В9 = Вп [1,655 sin (65° — 0) — 0,5].	(Х.34)
Обычно рассматривают невыгодное расположение вагонов, когда один из них находится в кривой малого радиуса, а другой — на прямом участке пути.
В этом случае задача сводится к определению поперечного смещения корпуса автосцепки (в плоскости зацепления) относительно продольной оси вагона и сравнению его с величиной эффективного захвата сцепления, т. е. к проверке условия
Вэ Уна'Р'г ^va*	(X.3t>)
Смещение корпуса автосцепки, обусловленное выносом унаРт частей вагона в кривой, а также зазорами и износами Ха ходовых частей, определяют подобно рассмотренному в главе II. При нахождении выноса г/каРт по формуле (11.10) под п следует понимать расстояние от пятникового сечения до оси сцепления автосцепок.
Вычисляя смещения, обусловленные зазорами и износами в ходовых частях, учитывают наиболее вероятное положение вагонов в кривых малого радиуса (установка тележек в колее, влияние сочлененных элементов тележек шести- и восьмиосных вагонов и др.).
Показатель Ка оценивает также отклонение корпуса автосцепки от центрального положения вследствие недостаточного совершенства центрирующего прибора. Величину этого показателя выбирают исходя из наиболее
Таблица Х.2
Транспортная операция	Расчетный участок пути	Расчетный радиус кривой для вагонов, м		
		грузовых		пасса жирских
		вездеходных	ограниченного обращения	
Проход в сцепе	Сопряжение прямой и кривой	80	но	120
То же	S-образная кривая	120	160	170
Проход одиночного вагона	Круговая кривая	60	80	80
Автоматическое сцепление	Сопряжение прямой и кривой	135	—	—
_П р и м е ч а и и е. К вагонам ограниченного обращения относят вагоны с увеличенными липеиными параметрами, а также специальные вагоны (транспортеры, для ремонта пути и т. п.). Вагоиы этой группы эксплуатируются преимущественно на магистральных железных дорогах, но могут быть допущены к движению и по путям промышленного транспорта.
296
Глава XI
ГРУЗОВЫЕ ВАГОНЫ
XI.1. Технические требования к основным типам грузовых вагонов
Универсальные крытые вагоны, полувагоны и платформы магистральных железных дорог, а также вагоны промышленного транспорта должны соответствовать техническим требованиям ГОСТ 10935—69, 10936—75, 7488—74 и 5973—78, а также утвержденным чертежам и техническим условиям.
Приняты следующие наиболее важные параметры универсальных грузовых вагонов магистральных железных дорог: допускаемая нагрузка от оси на рельсы для всех вновь создаваемых вагонов 216 кН (22 тс); расчетная скорость 33 м/с (120 км/ч); грузоподъемность (не менее) крытых вагонов 68 т, четырехосных полувагонов 69 т, восьмиосных полувагонов 125 т, платформ 70 т; масса тары (не более) крытых вагонов с металлической обшивкой стен 24,7 тис деревянной 23 т, четырехосных полувагонов 2? т, восьмиосных полувагонов 43 т, платформ 21 т; объем кузова (не менее) крытых вагонов 120 м3, четырехосных и восьмиосных полувагонов соответственно 73 и 138 м3; площадь пола платформ не менее 37 м2.
Универсальные вагоны проектируют по габаритам подвижного состава (ГОСТ 9238—73): крытые вагоны—0-Т или 1-Т, четырехосные полувагоны и платформы—01-Т, восьмиосные полувагоны— 1-Т.
Параметры и конструктивные решения специальных вагонов для магистральных и промышленных железных дорог колеи 1520 (1524) мм выбирают соответственно исходным требованиям по ГОСТ 15.001—73.
Конструкции грузовых вагонов создают на основе положений, изложенных в главах II, III, и IV, несущие нагрузку элементы выполняют из высокопрочных коррозионностойких низколегированных сталей с учетом существующих и прогнозируемых условий технологии производства и эксплуатации, а также с учетом требований, предъявляемых к обеспечению безопасности, надежности и долговечности работы отдельных узлов и вагона в целом, удобства его обслуживания, ремонта и модернизации. Несущие конструкции кузовов необходимо проектировать так, чтобы они позволяли комплексно использовать механизмы при выполнении погрузочно-разгрузочных работ. Для обеспечения безопасной работы вагоны оснащают соответствующим оборудованием: поручнями, подножками, наружными лестницами, увязочными устройствами, палочными приспособлениями, устройствами, предупреждающими падение деталей на путь, и др.
Большое внимание уделяют сохранности груза как в пути следования, так и при разгрузочных работах: в вагонах универсального типа потери груза дэлжны быть минимальными, а в специальных—практически отсутствовать.
Во всех грузовых магистральных вагонах, за небольшим исключением, используют типовые двухосные тележки ЦНИИ-ХЗ-О, а также автосцепные устройства (на вагонах колеи 1520 мм—автосцепка СА-3, на вагонах колеи 1067 мм — полуавтоматическая сцепка) и стандартное тормозное оборудование: воздухораспределитель, тормозной цилиндр, автоматический регулятор рычажной передачи, авторежим и др. Вагоны, имеющие буксы с роли-'ковыми подшипниками, оборудуются типовым стояночным тормозом.
298
Рис. Х.34. Автосцепное устройство восьмиосного вагона
вероятного сочетания его составляющих. Угол р для проверки сцепляемости вагонов, расположенных на участке сопряжения кривой и прямой, определяют по формуле
р = arctg	.	(Х.36)
Определяют также возможность сцепления автосцепок с помощью человека в кривых очень малого радиуса.
Нормы расчета вагонов регламентируют условия, указанные в табл. Х.2.
Для обеспечения автоматического сцепления в кривых малого радиуса, в том числе в кривой радиуса 135 м, сопряженной без переходной вставки с прямым участком пути, восьмиосные полувагоны и цистерны оборудуют направляющими механизмами. Такой механизм (рис. Х.34), разработанный Уральским вагоностроительным заводом и МНИТ, выполнен в виде тор-сиона 5, упруго связывающего соединительную балку 6 четырехосной тележки с кронштейном 3 центрирующего прибора автосцепки. Торсион 5 опирается на два кронштейна 4, прикрепленных болтами с гайками и шплинтами к хребтовой балке рамы кузова.
При движении вагона по кривой соединительная балка 6 посредством торсиона 5 отклоняет центрирующий прибор, а следовательно, и корпус 2 автосцепки. В результате этого отклонение продольных осей автосцепок у соединяемых вагонов в самых невыгодных условиях не превосходит эффективной ширины захвата сцепления.
Помимо указанных общих требований, к грузовым вагонам предъявляются некоторые специальные требования соответственно их назначению. В частности, для универсальных крытых вагонов обязательно наличие боковых дверей, настенного несъемного внутреннего оборудования, люков с вентиляционными решетками в боковых стенах, для универсальных полувагонов—разгрузочных люков в полу, для платформ — продольных и поперечных бортов и т. д.
Вагоны-самосвалы (думпкары) должны обладать устойчивостью при разгрузке. Разгрузочные механизмы и системы управления выполняются так, чтобы при необходимости можно было разгрузить в составе каждый вагон отдельно. С согласия заказчика и завода-изготовителя вагоны-самосвалы могут быть снабжены дистанционной системой управления разгрузкой из кабины машиниста. Конструкция таких вагонов обеспечивает при повороте кузова наклон пола не менее чем на 45°. Вагоны-самосвалы могут беспрепятственно передвигаться по карьерным и подъездным путям в кривых с наименьшим радиусом 80 м.
Стандартами определены гарантийные и общие сроки службы грузовых вагонов при условии соблюдения правил их эксплуатации. Поэтому важной задачей является обеспечение сохранности вагонов в процессе их эксплуатации, при выполнении погрузочно-разгрузочных и маневровых работ.
Общие требования по обеспечению сохранности вагонов установлены соответствующим стандартом, где регламентированы: температура нагрева узлов и вагона в целом при производстве грузовых операций; пределы влажности насыпных грузов при перевозках зимой с целью предотвращения их смерзания; условия погрузки и выгрузки грузов для основных типов вагонов (платформ, крытых полувагонов, цистерн, рефрижераторных и специальных); требования к устройствам, взаимодействующим с вагонами, — грузоподъемным машинам, вагоноопрокидывателям, вибрационным (штыревые рыхлители, виброрыхлители-разгрузчики, бурорыхлители и др.) и самоходным устройствам, предназначенным для работы внутри кузова крытых вагонов, устройствам сортировочных горок и др.
В частности, общая нагрузка от упоров вагоноопрокидывателя, передаваемая на верхнюю обвязку полувагона, не должна превышать его наибольшую расчетную массу брутто и равномерно распределяться на обе боковые стенки кузова, а от отдельных упоров—98 кН (10 тс) для четырехосного полувагона и 196 кН (20 тс) для восьмиосного.
Различные системы вибрационных устройств, применяющихся на ваго-ноопрокидывателях, или накладных, устанавливаемых на верхнюю обвязку полувагонов, ограничиваются величиной возмущающей силы по амплитуде до 88 кН (9 тс) при частоте 24—25 Гц.
Для отдельных вибрационных рыхлителей штыревого типа, воздействующих непосредственно на массив разрыхляемого груза, предельная величина указанной силы при той же частоте принята 196 кН (20 тс).
XI.2. Крытые вагоны
Крытые вагоны предназначены для перевозки грузов, требующих защиты от атмосферных осадков. Кузов этих вагонов состоит из следующих основных узлов: рамы, боковых и торцовых стен и крыши. В боковых стенах расположены двери для погрузки и выгрузки грузов и люки, предназначенные для освещения кузова и вентиляции при перевозке овощей и фруктов, а также при необходимости для загрузки сыпучих грузов.
В крыше вагона обычно имеются люки (например, для загрузки вагона зерном), а также разделки для установки труб печей отопления.
Четырехосный крытый вагон с кузовом объемом 120м® (рис. XL 1), спроектированный, по габариту 0-Т, строится серийно с 1960 г.
299
Рис. XI.1. Четырехосный крытый вагон с кузовом объемом 120 м3
Для вагонов постройки с 1974 г. грузоподъемность в 1980 г. увеличена до 68 т. Вагоны этой конструкции постепенно вытесняют четырехосные вагоны грузоподъемностью 62 т с кузовом объемом 90 м3, многие из которых были модернизированы путем замены обычной крыши сварной металлической конструкцией, увеличенной по высоте. Благодаря этому объем вагона был доведен до 106 м3 18, с. 317—319].
Рама кузова крытого вагона (рис. XI.2) имеет хребтовую балку 1, по две боковых 2, концевых 3, шкворневых 4, средних 5 и промежуточных поперечных 6 балок, а также по четыре раскоса 7 и продольные балки 8 для поддержания досок пола, одну балку 9 для крепления тормозного цилиндра и две убирающиеся подножки 10 боковых дверей.
Рис. XI.2. Рама крытого вагона с кузовом объемом 120 м5
300
•Щ	277^3
Рис. XI.3 Фермы степ крытого вагона с кузовом объемом 120 м3
По концам хребтовой балки, выполненной из двух зетовых прокатных профилей (ГОСТ 5267.3—78) с размерами сечения 310 X 9 X 183 X 10,5 X X 130 X 16 мм, размещены задние упоры 11, объединенные с надпятниковыми усилениями этой зоны, и розетки 12, объединенные в одну отливку с передними упорами. К нижним листам шкворневой балки приклепаны пятники 13 и скользуны 14.
Конструкция концевой балки 3 обеспечивает заглубление розетки, что сокращает вылет автосцепки на 180 мм. На нижних листах концевых балок, а также по концам нижних листов шкворневых балок рамы предусмотрены опорные планки с рифленой поверхностью, предназначенные для установки домкратов при подъемке кузова.
Ферма боковой стены (рис. XI.3, а) имеет верхнюю обвязку 1, угловые 2, шкворневые 3, промежуточные 4 и дверные 5 стойки, а также средние 6, промежуточные 9 и концевые 10 раскосы, угольник 8 люкового проема, дверной рельс 13, зонт 12 и порог 11.
Ферма торцовой стены (рис. XI.3, б) состоит из верхней обвязки 14 и двух стоек 15.
Крышки боковых люков 7 (см. рис. XI.3, а) и вентиляционные решетки выполнены из стального листа толщиной 2 мм. Для закрытия крышки 1 (рис. XI.4) и вентиляционной решетки 2 имеется ручка 3, а для запирания их — два замка 4 типа пружинной защелки.
Крыша вагона (рис. XI.5) состоит из 16 дуг 1, продольных элементов (стрингеров) 2, двух фрамуг 7 (с торцовых сторон) и обшивки из металлического листа толщиной 1,5 мм с поперечными гофрами 3. Сварные швы, соединяющие листы между собой, одновременно прикрепляют их к дугам и стрингерам крыши. С боковых сторон листы крыши привариваются к обвязкам ферм боковых стен, а с торцовых сторон нижние обвязки фрамуг привариваются к обвязкам ферм торцовых стен.
302
1	ВиОА
980
Рис. XI.6. Люк в крыше крытого вагона с кузовом объемом 120 м3: I — лист люка; 2 — крышка; 3 петля; 4 — уплотнительные кольца; 5 — защелка
303
Для установки труб печей отопления имеются два отверстия с патрубками и крышками 4, снабженные винтовыми запорами для закрепления крышек при отсутствии печей. На крыше также расположены четыре загрузочных люка 6 с крышками, снабженные запорами. Для доступа к люкам вагон оборудован торцовой лестницей и помостом 5. Устройство люка показано на рис. XI.6.
Крыша снизу подшита двухслойными древесноволокнистыми плитами общей толщиной 8 мм. Эта обшивка прикреплена гвоздями к деревянным брускам, расположенным в дугах крыши. В местах печных разделок обшивки нет и примыкающие к ним бруски изолированы асбестом и кровельной сталью.
I Металлическая дверь (рис. XI. 7) самоуплотняющаяся, с верхним подвешиванием представляет собой сварной каркас, обшитый снаружи стальным листом, а изнутри—фанерой толщиной 8 мм.
Передняя 13 и нижняя 22 обвязки каркаса двери выполнены из горячекатаного специального профиля, а верхняя 1 и задняя 17 — соответственно из зетового и углового. Наружная обшивка 21 двери выполнена из гофрированного листа толщиной 1,4 мм. В средней части каркаса расположены две вертикальные стойки 6 из гнутого корытообразного профиля.
Для отсыпки сыпучих грузов с целью освобождения двери от их напора при разгрузке или при загрузке вагона выше нормы в средней части двери предусмотрен люк размером 500 x 500 мм, закрывающийся крышкой 7. При помощи эксцентриковой ручки 10 крышка прижимается к рамке 8 и дополнительно уплотняется приклепанной к ней резиновой прокладкой 9. Запор люка с помощью пружины, расположенной в кожухе 11, и тяги 12
Рис. XI.7. Самоуплотняющаяся дверь крытого вагона с кузовом емкостью 120 м3 304
сблокирован с дверным запором 16, исключающим необходимость применения проволочной закрутки. При запирании двери закидкой одновременно происходит и запирание люка тягой, задний конец которой проходит через ушко эксцентриковой ручки 10.
Дверь имеет поручни 14 для открытия и закрытия снаружи, специальное приспособление 15 для вывода двери из зацепления с лабиринтным уплотнением и последующего открывания ее изнутри вагона и щеколду 19 для фиксирования двери в двух промежуточных и полностью открытом положениях.
Для исключения случаев соскальзывания двери с направляющего рельса при открывании вагон оборудован упорами 24 и 5, установленными на промежуточной стойке кузова и в конце дверного рельса.
Перемещение двери по рельсу осуществляется с помощью роликов 20, укрепленных кронштейнами 2. Для облегчения передвижения двери к задней ее обвязке приварены скобы 5, а к каркасу кузова — металлические полосы 4 с отверстиями. Эти приспособления при необходимости позволяют применять для перемещения двери ломик, который пропускают через скобу 3, вводят в одно из отверстий полосы 4 и используют как рычаг.
Уплотнение двери'осуществляется прижатием ее под напором перевозимого сыпучего груза к элементам передней и задней стоек дверного проема к кронштейну порога. Для более надежного уплотнения двери между задней ее обвязкой и задним приварным угольником дверного проема размещена резиновая прокладка 23 специального профиля, прикрепленная болтами.
В торце дверного порога (узел 1) со стороны заднего притвора имеется отверстие для стока воды при промывке вагона, которое закрывается уплотнительным вкладышем 18, приваренным к нижнему заднему углу двери. Ширина дверного проема вагона равна-2000 мм.
Обшивка боковых стен примерно на 2/3 высоты от пола выполнена из досок толщиной 35 мм, за исключением нижней доски. Нижняя и верхние доски имеют толщину 22 мм. Такая толщина нижней доски обеспечивает достаточное место для опоры концов досок пола на горизонтальную полку швеллера боковой балки рамы (ширина полки 75 мм).
Торцовые стены также примерно на 2/3 высоты от пола обшиты досками толщиной 35 мм, а выше—22 мм. Доски обшивки стен, соединенные между собой в шпунт и гребень, прикреплены болтами к стойкам и раскосам ферм кузова.
Пол вагона изготовлен из досок толщиной 55 мм, соединенных вчет-верть, и оконтован по периметру металлическим угольником. Доски прикреплены к боковым балкам рамы вагона болтами и гайками, а к подпольным промежуточным балкам и раскосам—болтами и скобами специальной формы.
Внутри вагона размещено несъемное оборудование (рис. XI.8), которое используется для устройства настилов при перевозках людей.
Для передвижения вагонов лебедкой на каждом конце боковых балок рамы кузова привариваются специальные скобы.
Все несущие элементы вагона выполнены из низколегированной стали марки 09Г2Д, а обшивка крыши и дверей — из стали марки 10ХНДП (ГОСТ 19281—73 и 19282—73).
Алтайским вагоностроительным заводом начато серийное производство четырехосных крытых вагонов грузоподъемностью 68 т с металлическим кузовом, имеющим уширенные дверные проемы (рис. XI.9). Наличие увеличенного дверного проема (шириной 3825 мм) позволяет шире использовать погрузочно-разгрузочные механизмы при грузовых операциях.
Рама этого вагона принципиально не отличается от показанной на рис. XI.2. Балки, поддерживающие пол, выполнены неразрезанными из 305
Рис. XI.8. Несъемное оборудование четырехосного крытого вагона:
1 — настенные доски для настила; 2 — скобы для дверной закладки: 3 — фонарный крюк
холодногнутого швеллера сечением 100 x 80 x 5 мм и установлены по три симметрично относительно продольной оси вагона, опираются на поперечные балки и приварены к ним.
Обшивкой боковых стен служат продольно расположенные листы с гофрами; толщина нижних листов 3 мм, верхних — 2,5 мм. В зоне каждого дверного проема верхняя обвязка совместно с поддерживающим листом и усиливающим уголком составляет наддверный пояс. Нижний пояс дверного проема образован кронштейном дверного порога и боковой балкой рамы. В углах проемов для усиления заделки стоек установлены мощные П-образные отливки.
Каждая торцовая стена состоит из четырех стоек — двух угловых (80x80x6 мм) и двух средних—корытообразного сечения и верхней обвязки швеллерообразной формы. Обшивка выполнена из гофрированного листа толщиной 3 мм.
Крыша вагона имеет так называемую съемную конструкцию. Ее продольными обвязками служат два составных элемента (уголки 56x56x5 мм), соединенных между собой заклепками диаметром 10 мм. Такое конструктивное решение позволяет, срезав заклепки, заменять крышу при заводском ремонте без повреждения других элементов кузова.
Задвижные двери вагона состоят каждая из двух половин. Правая ( половина унифицирована с дверью крытого вагона с деревянной обшивкой, а левая отличается отсутствием разгрузочного люка.
Боковые и торцовые стены и крыша кузова изнутри обшиты влагостойкой фанерой марки ФСФ (ГОСТ 3916—69) толщиной соответственно 10, 8 и 4 мм.
Алтайским вагоностроительным заводом и ВНИИВ разработана конструкция крытого металлического вагона, которая обеспечивает возможность конвейерной крупноблочной сборки, позволяет максимально механизировать заготовительные и сборочно-сварочные операции при минимальных трудовых затратах.
Ведутся работы по замене внутренней обшивки стен и крыши полимерным п о к р ы т и е м из пенополиуретана, наносимого способом напыления.
Технические возможности использования алюминиевых сплавов в конструкции крытого вагона весьма широкие, однако применение их пока ограничивается опытными конструкциями, что объясняется значительным сроком окупаемости первоначальных затрат. Вагон с несущей конструкцией кузова, полностью выполненной из алюминиевого сплава марки АМгб (рис. XI. 10), спроектирован по габариту 1-Т, имеет объем кузова 130 м3, грузоподъемность 65 т и тару 19,5 т, что на 4,5 т меньше^ чем у вагона с металлическим (стальным) кузовом обемом 120 м8. Для хребтовой балки этого вагона применен специальный прессованный профиль корытообразного сечения высотой 320 мм, а для боковых балок — Z-образный профиль высотой 200 мм. 306
Рис. XI.9. Четырехосный крытый металлический вагон с уширенными дверными проемами
Рис. XI.
Рис. XI.10. Четырехосный крытый вагон с кузовом из алюминиевого сплава
Прессованные профили использованы также для верхних обвязок, угловых стоек, каркаса крыши и других элементов кузова. Боковые и торцовые стены и крыша обшиты алюминиевыми листами толщиной соответственно 3, 4 и 2 мм.
На базе универсальных вагонов проектируются специальные вагоны различного назначения 180].
Вагон для перевозки скота создан по новой конструктивной схеме (рис. XI. 11). Он выполнен двухъярусным и позволяет перевозить любой скот: на двух ярусах — мелкий скот (овец, свиней и др.), на нижнем ярусе—крупный рогатый скот. Возможны также комбинированные перевозки крупного и мелкого скота совместно. Средняя вместимость такого вагона при перевозке мелкого скота почти в 2 раза больше, чем одноярусного вагона той же длины. Высота вагона увеличена по сравнению с серийным вагоном за счет использования габарита ]-Т. Вагон оборудован
Рис. XI.11. Планировка и поперечный разрез двухъярусного крытого вагона для перевозки скота
системе ками. . кормов животн вагонот сонала,
Сп< вести п
Те., повыше вагона
От< тых ва ПОЛЬЗОЕ них мо шами и ции пр маги в телей и
Гк> тия ва заводы ковки. СТОВОЙ ' ной вы кузова стенах । вания е стенах, лентам! (предус стема с< ГИДрОЦ! бопровс По. механи: имеютс: но закр
308
Рис. XI.12. Вагон с открывающейся крышей для перевозки холоднокатаной стали в рулонах и пачках
системой водоснабжения, поилками, кормушками, вентиляционными люками, дефлекторами, окнами; в кузове размещается трехсуточный запас кормов. Грузовые помещения разделяются на отсеки для рассредоточения животных с целью исключения их травмирования в пути следования. Часть вагонов предусмотрено выпускать с отделением для обслуживающего персонала, оборудованным спальными местами, кухонной плитой и др.
Специальные задвижные люки в полу второго яруса позволяют удобно вести погрузку скота.
Тележки вагонов для перевозки скота имеют рессорные комплекты повышенной гибкости. Народнохозяйственный эффект от внедрения одного вагона составляет 10 100 руб.
Отечественной промышленностью создано несколько конструкций крытых вагонов с раскрывающейся крышей, позволяющей использовать краны при погрузке и выгрузке грузов. Наиболее удачным из них можно считать вагон с двумя поперечно раскрывающимися полукрышами и гидравлическим приводом их перемещения. На базе этой конструкции предполагается разработать специальные вагоны для перевозки бумаги в рулонах, картона, деревоплит, автомобильных дизельных двигателей и др.
После всесторонних испытаний построена опытно-промышленная партия вагонов, предназначенных для транспортировки на автомобильные заводы тонколистовой холоднокатаной стали в рулонах и пачках без упаковки. Вагон такого типа (рис. XI. 12) рассчитан на перевозку пакетов листовой стали массой до 30 т. Кузов вагона—цельнометаллический, пониженной высоты (максимальная высота при открытой крыше 2972 мм). Рама кузова перекрыта сверху металлическим рифленым полом. На торцовых стенах смонтированы узлы подвески полукрыш и механизмы для их открывания и уравновешивания. Полукрыши шарнирно закреплены на торцовых стенах, уплотнены между собой и по периметру кузова резинотканевыми лентами. Механизм открывания крыши гидравлический с ручным приводом (предусмотрено применение электрогидравлического привода). Гидросистема состоит из масляного бака, ручного шестеренного насосов, рабочего гидроцилиндра, крана управления, редукционных клапанов и системы трубопроводов.
Полукрыши в транспортном положении фиксируются кривошипным механизмом. Для размещения и крепления груза внутри кузова вагона имеются четыре передвижные балки и 40 опорных балок (лежней), шарнирно закрепленных на полу. В зависимости от положения опорных балок ва-309
Рис. XI.13. Схема размещения рулонов и пачек листовой стали в кузове вагона с открывающейся крышей:
с, б — рулонов соответственно большого и малого диаметра; в—пачек: 1 — опорные балки; 2 — передвижная балка; «3 — вертикальные опорные балки; 4 — рулон; 5 — пачка
гон может быть приспособлен под погрузку рулонов, пачек (рис. XI. 13) или их комбинаций. Грузоподъемность вагона 60 т, время открывания или закрывания крыши при использовании ручного гидропривода 2-—2,5 мин, электрогидравлического ’"’5—7 с. Народнохозяйственная эффективность внедрения одного такого вагона составляет 5540 руб. При этом не требуется расход металла на упаковку грузов (18,6 тыс. т в год).
Хорошие результаты эксплуатации показал созданный Днепродзержинским вагоностроительным заводом специальный крытый вагон с поднимающимся кузовом, предназначенный для перевозки апатитового концентрата. Разгрузка таких вагонов производится автоматически при движении поезда и его наезде на эстакады. Грузоподъе.мность вагона 60 т, объем кузова 48 м3[1ОЗ, с. 30—34].
XI.3. Полувагоны
Полувагоны предназначены для перевозки каменного угля, руды, леса, проката, металлов, а также других сыпучих и штучных грузов, не требующих защиты от атмосферных осадков. Кузов полувагона не имеет крыши, что обеспечивает удобства погрузки и выгрузки.
Применяются два основных типа полувагонов: универсальные — с торцовыми открывающимися внутрь вагона дверями и разгрузочными люками в полу и специальные — с кузовом без дверей и люков (глухой кузов) для перевозки только сыпучих грузов в замкнутых маршрутах с разгрузкой на вагоноопрокидывателях.
Полувагоны бывают четырех-, шести- и восьмиосные.
Рис. XI.14. Восьмносный полувагон
310
Восьмиосный полувагон грузоподъемностью 125 т (рис. XI. 14), созданный Уралвагонзаводом в содружестве с МИИТ, имеет кузов объемом 140,3 м3, состоящий из двух боковых стен, двух торцовых дверей и плоского пола, образованного рамой и 22 крышками разгрузочных люков.
Рама кузова (рис. XI. 15) состоит из хребтовой балки 1 (два зета и двутавр), двух концевых балок 2 коробчатого сечения, двух шкворневых 4 и восьми промежуточных 3 балок, сваренных из горизонтальных и вертикальных листов.
Верхним листам шкворневых и промежуточных балок придана выпуклая форма с тем, Ч1обы они возвышались над крышками разгрузочных люков и освобождали их от давления длинномерных грузов (прокат, лес и др.). Для предохранения тележек от попадания на них сыпучих грузов при разгрузке на вертикальных листах шкворневых и надтележечных промежуточных балок приварены специальные планки 7, 9 и 11.
На всех поперечных балках имеются упоры 10 и 12, ограничивающие угол открывания люков. У шкворневых балок упоры 8 совмещены со сколь-зунами.
В зоне приварки вертикальных листов шкворневых балок к стенкам хребтовой балки установлены стальные надпятниковые коробки для придания большей жесткости надпятниковым листам и усиления соединения стенок хребтовой балки. Кроме того, к верхним и нижним полкам хребтовой балки в этом узле приварены усиливающие накладки 5 и 6.
Рама снабжена двумя стальными литыми пятниками диаметром 450 мм и высотой 95 мм, с помощью которых осуществляется опора кузова на тележки.
Для обеспечения лучшего прохождения полувагона по кривым участкам пути малого радиуса окно розетки автосцепки имеет большую ширину (440 мм), чем у розеток четырехосных вагонов (240—282 мм).
Крышка люка (рис. XI. 16) состоит из двух поперечных боковых 7, продольной передней 8 и средней 6 обвязок и усиливающей планки 3, перекрытых штампованным листом 2 с гофрами, расположенными поперек вагона. Крышка шарнирно соединена с двутавром хребтовой балки петлей 1. В открытом положении крышки люков размещаются к горизонтали под углом: над тележками—23°, в средней части —31°, над тормозным цилиндром — 27°.
Каждая крышка люка оборудована торсионным устройством для облегчения ее поднятия после разгрузки вагона. Торсион 5, который одним концом прикреплен к крышке, а другим—к рычагу 4, шарнирно связанному с хребтовой балкой, закручивается при опускании освобожденной от запоров крышки под действием силы тяжести груза. После освобождения крышки от груза упруго деформированный торсион поднимает ее в первоначальное положение. Жесткость торсиона подбирается так, чтобы крышка люка полностью открывалась и удерживалась в этом положении до тех пор, пока не будет надобности в ее поднятии, для чего достаточно усилия одного человека.
Запор люка состоит из закидки 11, сектора 10 и планки 9. Закидка имеет два зуба. Обычно при ручном закрытии люка крышку ставят на первый зуб закидки, а затем ломом через скобу 12 поднимают ее так, чтобы запорные угольники 13 захватывались вторым, основным зубом закидки. Сектор 10 служит для исключения перемещения закидки во время движения вагона и самопроизвольного открывания крышки.
Боковая стена (рис. XI.17) состоит из металлической обшивки 1, верхней обвязки 2 замкнутого по всей длине сечения, нижней обвязки 3, двух угловых стоек 6, двух шкворневых 4 и восьми промежуточных 5 стоек.
Верхняя обвязка и стойки выполнены из гнутых профилей, а нижняя обвязка—из горячекатаного уголка 160 X 100x9 мм. Металлическая обшивка выполнена из листов толщиной 4—5 мм, прикрепленных к каркасу точечной сваркой. Для большей жесткости и увеличения емкости кузова листы обшивки выштампованы в виде неглубоких корыт пологой формы, благодаря
311
8-В {навернута/
Рис. XI.15. Рама кузова восьмиоснсго полувагона (половина)
Рис. XI.16. Крышка люка с торсионным устройством восьмиосного полувагона
чему пр точные
К стоек, «с шат
Тс рок, ка тремя 1
Ве[ и боков из двух коробчг образнс ческим дверь с: нирно 1 двери з. вая ств ством в кого с которые
Bej им под Кроме открытс ри вну имеются ваны ci
Исе провозь ходе нг Тпр. Кг площад
312
Рис. XI.17. Боковая стена кузова восьмиосного полувагона (половина)
чему при выгрузке сыпучий груз не остается в углублениях. Все пром2 ку-точные стойки имеют Q-образную форму.
К боковым стенам приварены скобы для увязки грузов и для стоек, устанавливаемых при перевозке лесоматериалов, загружаемых «с шапкой».
Торцовая дверь полувагона (рис. XI.18) состоит из двух створок, каждая из которых закреплена шарнирно на угловых стойках кузова тремя петлями.
Верхняя обвязка двери 1 выполнена из гнутого профиля, нижняя 8 и боковые 7 обвязки — из уголка. Средняя обвязка 6 правой створки состоит из двух сваренных между собой гнутых Z-образных профилей, образующих коробчатое сечение. Средняя обвязка 2 левой створки выполнена из Q-образного профиля (см. разрез А — Л). Каркасы створок обшиты металлическим гофрированным листом 9. Для удержания в закрытом положении дверь снабжена верхним и нижним запорами. Нижний запор 10 в виде шарнирно прикрепленной закидки расположен на левой створке; у закрытой двери закидка заходит за ее порог и не позволяет створке открываться. Правая створка удерживается в закрытом положении левой створкой посредством верхнего запора. Этот запор состоит из запорного клина 5, скрепленного с верхней обвязкой правой створки, направляющих 4 и планки 5, которые соединены с верхней обвязкой левой створки двери.
Верхний запор при закрытии створок ^замыкается сам и не позволяет им под действием распирающих усилий груза выжиматься наружу вагона. Кроме того, запор препятствует распору боковых стен полувагона. При открытом нижнем запоре верхний запор не препятствует открыванию двери внутрь вагона. Для фиксации в открытом положении на створках имеются специальные скобы 11. Створки торцовых дверей также оборудованы скобами для лесных стоек.
Исследованиями установлено, что дальнейшее существенное увеличение провозной способности железных дорог может быть достигнуто при переходе на строительство полувагонов по габариту Т или его модификации Тпр. Как указано в главе II, это позволяет создать вагоны с увеличенной площадью поперечного сечения кузова, что при неизменных осевых нагруз-313
ках и грузоподъемности создает возможность уменьшить длину вагона и тем самым увеличить погонную нагрузку и массу поезда по сравнению с поездом из вагонов габарита 1-Т.
Первоначально целесообразно создать специальные полувагоны увеличенного габарита, а также установить рациональные полигоны для их эксплуатации в кольцевых маршрутах. С этой целью Уральским вагоностроительным заводом и объединением «Ждановтяжмаш» в содружестве с ВНИИВ была создана конструкция и построена опытная партия восьмиосных полувагонов грузоподъемностью 132 т с глухим кузовом (рис. XI. 19), предназначенных для перевозки угля с разгрузкой на вагоноопро-кидывателях. Вагон отли-
Рис. XI.18. Торцовая дверь восьмиосного полувагона
А завода ных п заводе как п[
Ч.
в о м
Ч стоечн имеет связи стр у кг
чается наличием на торцовых стенах горизонтальных элементов жесткости, а также установкой стен под небольшим углом к вертикали и их скруглением в месте перехода к раме.
Четырехосный цельнометаллический полувагон (рис. XI.20) имеет кузов объемом 73 м3. Этот вагон удостоен государственного Знака' качества. Грузоподъемность четырехосных полувагонов постройки с 1974 г. увеличена в 1980 г. до 69 т.
Боковая стена состоит из верхней и нижней обвязок, угловых и боковых стоек и металлической обшивки из листов гнутого профиля с продольно расположенными обращенными наружу вагона гофрами; толщина нижних листов 5 мм, верхних—4 мм. Усиленные стойки и верхняя обвязка боковых стен выполнены из гнутых профилей, нижняя обвязка — из горячекатаного уголка 160x100x10 мм. Несущие элементы кузова изготовлены из стали марки 09Г2Д.
Рама кузова (рис. XI.21) имеет хребтовую балку 1, сваренную из двух зетов и двутавра, две шкворневые балки 2 коробчатого замнутого сечения, сваренные из двух вертикальных и двух горизонтальных листов, концевые балки 3 из гнутого углового профиля и нижнего листа и промежуточные балки 4 двутаврового профиля, сваренного из вертикального листа и двух горизонтальных поясов.
Крышки 14 разгрузочных люков выполнены штампосварными, имеют индивидуальные запоры—закидки с секторами. Крышки оборудованы торсионными устройствами для облегчения подъема. В открытом положении крышки люков устанавливаются под утлом: над тележками и над тормозным цилиндром — 23°, в средней части — 31°.
Рис. X
314
Рис. XI.19. Восьмиосный полувагон с глухим кузовом
Аналогичные полувагоны постройки Уральского вагоностроительного завода отличаются обшивкой боковых стен, выполненной из штампованных панелей толщиной 5 мм с корытообразными углублениями. На этом заводе широко применяется контактная точечная сварка вместо дуговой, как принято на полувагонах постройки Крюковского завода.
Четырехосные цельнометаллические полувагоны с глухим кузовом строятся объединением «Ждановтяжмаш».
Четырехосный полувагон с боковыми стенами раскосностоечной конструкции и деревянной обшивкой (рис. XI.22) имеет кузов объемом 70,5 м3. Строительство таких вагонов прекращено в связи с освоением производства полувагонов цельнометаллической конструкции.
Рис. Х1.20. Четырехосный цельнометаллический полувагон постройки Крюковского вагоностроительного завода
315
moo
i
Каркас боковой стены состоит из верхней 2 и нижней 8 обвязок, угловых 7, шкворневых 5, промежуточных 3 и средней 1 стоек, крайних 6, промежуточных 4 и средних 9 раскосов. Стойки, раскосы и верхний пояс боковых стен изготовлены из гнутых профилей, а нижняя обвязка — из прокатного уголка.
Рама кузова и металлические крышки разгрузочных люков по конструкции такие же, как в описанном выше цельнометаллическом полувагоне.
До 1963 г. полувагоны аналогичной конструкции строились с объемом кузова 65 м3. Такой объем был недостаточен для полного использования грузоподъемности вагона.
Кроме того, деревянная обшивка ненадежна в эксплуатации, часто повреждается при погрузочно-разгрузочных операциях, а иногда загорается при перевозке не полностью остывшего груза. Поэтому при модернизации вагона она заменяется металлической.
В период 1958—1967 гг. строились шестиосные цельнометаллические универсальные полувагоны грузоподъемностью 94 т (рис. XI.23) с кузовом объемом 106 м3, длиной по осям автосцепок 16 400 мм, спроектированные по габариту 1-Т. Они оборудованы 16 разгрузочными люками в полу и торцовыми двустворчатыми дверями, открывающимися внутрь кузова. Крышки и их запоры взаимозаменяемы с аналогичными узлами полувагонов других типов. Кузов установлен на двух-, трехосных тележках.
Производство таких вагонов прекращено, поскольку более перспективными оказались восьмиосные полувагоны.
Проводились исследовательские и опытно-конструкторские работы по применению в узлах полувагонов алюминиевых сплавов. Так, Уральским вагоностроительным заводом были созданы опытные универсальные четырех- и шестиосные полувагоны с кузовами из высокопрочных алюминиевых сплавов. Четырехосный полувагон имеет стены и раму кузова, изготовленные из прессованных алюминиевых профилей. Крышки люков изготовлены из стали. Тара такого вагона на 3 т меньше, чем у типового серийного вагона при тех же линейных размерах. Для шестиосного 316
Рис. XI.23. Шестиосный полувагон грузоподъемностью 94 т полувагона был использован алюминиево-магниевый сплав марки АМгб. Это позволило снизить его тару на 3,4 т и повысить грузоподъемность на 3 т.
Х1.4. Платформы
Платформы предназначены для перевозки длинномерных грузов (пиломатериалов, проката, строительных материалов), контейнеров, машин, оборудования и некоторых сыпучих грузов, не требующих защиты от атмосферных осадков. Они разделяются на универсальные и специальные.
Четырехосная универсальная платформа (рис. XI.24) получила широкое распространение. Для платформ постройки с 1974 г. грузоподъемность повышена в 1980 г. до 70 т за счет увеличения нагрузки от оси на рельсы до 228 кН. Платформа спроектирована по габариту 01-Т, имеет массу тары 20,9 т, погрузочную площадь пола 36,8 м2 и длину по осям сцепления автосцепок 14 620 мм.
Платформа имеет мощную стальную сварную раму 7, деревянный настил пола 2 и металлические боковые 3 и торцовые 5 откидные борта. Основные балки рамы — хребтовая 9 (два двутавра № 60) и боковые 12 (двутавр № 60) — имеют форму, близкую к форме бруса равного сопротивления изгибу. Эти балки соединены двумя концевыми балками 16 коробчатого сечения, двумя шкворневыми балками 18 замкнутого коробчатого сечения, поперечными двумя основными 11 и четырьмя промежуточными 10 балками двутаврового сечения из проката. Для передачи части продольных сил на боковые балки рамы на участке между концевыми и шкворневыми балками размещены раскосы 17.
Для поддержания досок пола между хребтовой и боковыми балками предусмотрены дополнительные продольные балки 13 и 14 из двутавра, которые опираются на поперечные балки рамы. Верхние полки поперечных балок расположены ниже верхних полок хребтовой и боковых балок на высоту дополнительных продольных элементов, что обеспечивает размещение досок пола на одном уровне. Для крепления тормозного цилиндра служит кронштейн 7, воздухораспределителя — кронштейн 8.
На концевых балках укреплены кронштейны 15 для торцовых бортов, скобы для лесных стоек, поручни для составителя, державки петель торцовых бортов и передние упоры автосцепного устройства. На боковых балках рамы установлены скобы лесных стоек и державки петель боковых бортов.
Несущие элементы платформы выполнены из стали марки 09Г2Д. Настил пола из досок толщиной 55 мм по периметру армирован стальным уголком 19, через который болтами прикреплен к боковым и концевым бал-у кам рамы. Снаружи от уголка к боковым балкам рамы приварены гнутые 318

_________________□£
Рис. XI.22. Общин вид четырехосного полувагона с деревянной обшивкой кузова
Рис. Х1.25. Запирающее устройство боковых бортов четырехосной платформы
швеллеры 20, защищающие настил пола от повреждений при погрузке самоходного оборудования на колесах. В средней части доски пола прикреплены болтами и специальными скобами к полкам двутавров хребтовой балки.
Боковые борта высотой 500 мм выполнены из специального гнутого стального профиля толщиной 3 мм с широким продольным гофром высотой 50 мм, обеспечивающим необходимую жесткость. Для облегчения поднятия боковой борт разделен на четыре части, каждая из которых имеет три клиновых запора 4, удерживающих ее в закрытом положении. Торцовые борта высотой 400 мм, толщиной 4 мм удерживаются в закрытом положении запорами 6 аналогичного устройства.
Запирающее устройство (рис. XI.25) состоит из клина4, стальной литой державки 2 с упором, петли 1 и валика 3. При открывании продольные борта откидываются вниз и принимают вертикальное положение, при этом борт упирается в раму хвостовиком клина запорного устройства. Открытые торцовые борта ложатся горизонтально на кронштейны, укрепленные на концевых балках. Высота торцовых бортов определена исходя из условия, что при откинутых бортах двух сцепленных платформ и сжатых поглощающих аппаратах автосцепок должно быть обеспечено расстояние, достаточное для размещения человека между вагонами. Высота боковых бортов определяется требованиями, изложенными в п.Ш.6. Для увязки грузов предусмотрены скобы 21 (см. рис. XI. 24), приваренные к боковым балкам рамы заподлицо с защитными швеллерами и армировочными уголками.
Грузы могут перевозиться при закрытых и открытых бортах. Платформа этой конструкции удостоена государственного Знака качества.
Форма и размеры некоторых элементов основных типов универсальных платформ, а также крытых вагонов и полувагонов серийного производства и эксплуатационного парка помещены в табл. 19 книги [8, с. 314—315).
Разработана конструкция универсальной четырехосной платформы с длиной по осям сцепления автосцепок 19 620 мм. У такой платформы большие коэффициенты использования грузоподъемности и статическая нагрузка, чем у платформы меньшей длины, но меньшая погонная нагрузка.
Четырехосная двухъярусная платформа для перевозки легковых автомобилей (рис. XI.26) имеет грузоподъемность 20 т, длину по осям сцепления автосцепок 21 660 мм и базу 16 500 мм, вписана в габарит 1-Т и рассчитана на транспортировку 15—17 автомобилей «Жигули», «Москвич», «Запорожец» или восьми автомобилей «Волга».
Кузов платформы состоит из нижней 3 и верхней 1 рам с металлическим настилом и направляющими устройствами, соединенных четырьмя наклонными концевыми 5 и двумя средними 4 стойками замкнутого коробчатого сечения, а также косынками, образующими главный переход от вертикальных элементов к горизонтальным. Направляющие устройства, предназначенные для правильного размещения автомобилей по длине и ширине кузова, представляют собой систему ограждений из труб, направляющих роликов и рольгангов. Для проезда автомобилей из одного вагона в другой служат площадки 2, укрепленные шарнирно по концам верхней и нижней рам. 320
[ . 1302. до уровня пола.
Е =астил ---рузке к на' ко-jcy-a пола 1-щиаль-je-лавров
L 500 мм »~0 ГНУ; L—ДЛИНОЙ fc .M Г°ф' к-ечиваю-t ?тъ. Для к? ЗОЙ борТ к=, каждая : - типовых к ее в за-Стзые бороздой 4 мм О'М ПОЛО-
Рис. XI.26. Платформа для перевозки легковых автомобилей
с _ ЛОГИЧНОГО
к-ьНой литой 5 -ьные бор-с этом борт
Открытые L- ленные на । з условия, Lx поглоша-достаточ-t тых бортов v-зки грузов Есзым балкам уголками.
Клх. Платформа.
г- -нереальных ~ -эоизводства • с.‘ 314—315).
,-уы с длиной коэффициенты г-атформы мень-
Крепление автомашин на платформе осуществляется с помощью колес ных упоров, установленных в кузове.
С учетом большого угла отклонения корпуса автосцепки при движении по кривым участкам пути принята розетка автосцепки пассажирского типа. Ходовые части состоят из двух тележек типа ЦНИИ-ХЗ-О с рессорными комплектами уменьшенной жесткости.
Двухъярусной платформе для перевозки легковых автомобилей присвоен государственный Знак качества.
Четырехосная платформа для перевозки крупнотоннажных контейнеров массой брутто 10, 20 и 30 т (рис. XI. 27) имеет грузоподъемность 60 т, длину по концевым балкам рамы 18 400 мм и базу 14 720 мм. Перевозке крупнотоннажных контейнеров на такой платформе обеспечивается лучшее использование грузоподъемности и надежное их крепление по сравнению с универсальными платформами.
Платформа имеет мощную сварную раму, состоящую из хребтовой балки (двутавры № 60, перекрытые сверху по всей длине листом), двух боковых, двух шкворневых, двух концевых и пяти промежуточных поперечных балок. Она выполнена без настила пола и бортов. Для крепления типовых большегрузных контейнеров предусмотрены десять поворотных и четыре угловых неподвижных упора, изготовленных из низколегированной стали марки 10ХСНД. Упоры позволяют располагать на платформе контейнеры принятой грузоподъемности в любом сочетании. Платформа такой конструкции пригодна для перевозки контейнеров с параметрами Международной организации по стандартизации на всей территории СССР и в зарубежных
размерами массе Пюльзя- разместить в обычных у пиверсальныОГ вагонах (мощные трансформаторы, части гидравлических турбин, статоры и роторы генераторов, станины блюмингов и крупных станков, котлы больших диаметров ит. п.).
На железных дорогах СССР эксплуатируются транспортеры грузоподъемностью от 55 до 480 т. Масса брутто транспортера определяет число колесных пар и соответственно этому конструкцию и число элементов, передающих нагрузку на оси, а габариты перевозимого груза — устройство славной балки.
По конструкции и назначению транспортеры можно разделить на следующие основные типы: платформенные, колодцеобразные, сцепные и сочлененные.
корма для Рэемность 20 т, > мм, вписана в Е эбилей «Жигу-
Г.~металлическим жтырьмя наклон-Ь коробчатого се-
-- вертикальных предназначен-
С 'ширине кузова, t-ЗШИХ роликов и в другс® служат
к И нижней рам.
325
странах. Народнохозяйственный экономический эффект от применения каждой платформы составляет около 11 000 руб.
Для транспортировки леса в хлыстах длиной от 8 до 25 м имеются платформы грузоподъемностью 65 т, которые эксплуатируются на путях леспромхозов с правом выхода на железнодорожные пути МПС. Такие платформы оборудованы приспособлениями для крепления груза и от смещения вдоль платформы.
XI.5. Хопперы и другие вагоны бункерного типа
Хопперы предназначены для перевозки массовых сыпучих грузов и по способу разгрузки относятся к саморазгружающимся вагонам. Основной особенностью конструкции таких вагонов является кузов, выполненный в нижней части по форме бункера и имеющий вертикальные боковые и наклонные торцовые стены, по которым груз сползает к разгрузочным люкам. В зависимости от устройства бункеров и расположения разгрузочных люков хопперы могут обеспечивать выгрузку в пространство между рельсами или на обе стороны от рельсовой колеи.
Хопперы строят крытыми — для перевозки грузов, нуждающихся в защите от атмосферных осадков (цемента, зерна, минеральных удобрений, сахара и др.), или открытыми (полувагоны-хопперы) — для перевозки угля, торфа, руды, кокса и др. Первые применяются на магистральных железных дорогах, вторые — на железнодорожных путях промышленного транспорта. Все виды хопперов, как правило, строят четырехосными с типовыми ходовыми частями, тормозными, автосцепными и другими устройствами.
Крытый вагон-хоппер для перевозки цемента (рис. XI.28) бункерного типа служит для бестарной перевозки цемента насыпью (температура груза не должна превышать 70 °C) к местам массового потребления, где имеются приемо-разгрузочные устройства, расположенные между рельсами.
Цельносварной кузов вагона состоит из двух вертикальных боковых и двух торцовых стен, установленных под углом 50° к горизонтали, рамы и бункеров. Обшивка боковых и торцовых стен выполнена из стальных листов марки 09Г2Д толщиной соответственно 3 и 4 мм. Торцовые стены усилены стойками. Хребтовая балка выполнена из двух Z-образных прокатных профилей. Внутри кузова на хребтовой балке установлен конек, придающий ей дополнительную прочность и способствующий лучшему ссыпанию груза.
Н ками, рези щ + 100 вание из ваг тового шарни ными чивает храняс Н. устано которь
К1 ми лис загруз, жиняш
Нс внутрь  к ----1— -i
"—-	сцеплени я ЗВГОСЦеПОК .:1	ММ И ;33v г 50U мм, вписана в
габарит 1-Т и рассчитана на транспортировку 15—17 автомобилей «Жигули», «Москвич», «Запорожец» или восьми автомобилей «Волга».
Кузов платформы состоит из нижней 3 и верхней 1 рам с металлическим настилом и направляющими устройствами, соединенных четырьмя наклонными концевыми 5 и двумя средними 4 стойками замкнутого коробчатого сечения, а 1акже косынками, образующими главный переход от вертикальных элементов к горизонтальным. Направляющие устройства, предназначенные для правильного размещения автомобилей по длине и ширине кузова, представляют собой систему ограждений из труб, направляющих роликов и рольгангов. Для проезда автомобилей из одного вагона в другой служат площадки 2, укрепленные шарнирно по концам верхней и нижней рам.
раз: (MOI гене мет]
ксл< ~ещ глаз
Д'< ."О
л.еа
320
Рис. XL29. Четырехосный крытый вагон-хоппер для перевозки зерна
Нижнюю часть кузова замыкают четыре бункера с разгрузочными люками. Штампованные крышки люков имеют уплотнительные прокладки из резины, сохраняющей упругие свойства в интервале температур от —50 до + Ю0 °C. Механизм разгрузки обеспечивает попарное открывание и закрывание крышек бункеров, а также позволяет дозировать высыпание цемента из вагона и прекращать выгрузку в любой момент.еСостоит механизм из винтового привода со штурвалом, укрепленного на кронштейне, и системы шарнирно связанных между собой рычагов и тяг с распорками, соединенными попарно с крышками разгрузочных люков. Закрытие крышек обеспечивается переходом осей распорок за «мертвую точку» на 20 мм, что предохраняет крышки от самопроизвольного открывания.
На бункерах со стороны установки штурвалов механизма разгрузки установлены специальные скобы для крепления вибраторов, с помощью которых удаляется остающийся в кузове цемент.
Крыша вагона состоит из поперечных дуг, перекрытых сверху стальными листами толщиной 2 мм. По оси крыши расположены четыре круглых загрузочных люка диаметром 620 мм, которые закрываются с помощью пружинящих рычагов сферическими крышками.
На внутренней поверхности боковой стены имеются ступени для спуска внутрь кузова.
Крытый вагон-хоппер для перевозки зерна
Транспортеры используют для таких грузов, которые по габаритным размерам и массе нельзя разместить в обычных универсальных вагонах (мощные трансформаторы, части гидравлических турбин, статоры и роторы генераторов, станины блюмингов и крупных станков, котлы больших диаметров и т. п.).
На железных дорогах СССР эксплуатируются транспортеры грузоподъемностью от 55 до 480 т. Масса брутто транспортера определяет число колесных пар и соответственно этому конструкцию и число элементов, передающих нагрузку на оси, а габариты перевозимого груза — устройство главной балки.
По конструкции и назначению транспортеры можно разделить на следующие основные типы: платформенные, колодцеобразные, сцепные и сочлененные.
325
Рис. XI.30. Четырехосный крытый вагон-хоппер для перевозки минеральных удобрений
рами, каждый из которых имеет форму усеченной четырехгранной пирамиды с разгрузочными люками и крышками, подвешенными на петлях и соединенными попарно с ручным механическим приводом разгрузки.
Испытания показали, что трудоемкость разгрузки зерна из этого вагона в 10 раз ниже, чем из универсального крытого вагона при использовании механической лопаты. Народнохозяйственный эффект от внедрения одного хоппера-зерновоза составляет около 7000 руб. в год.
Крытый вагон-хоппер для перевозки минеральных удобрений (рис. XI.30) предназначен для бестарной перевозки гранулированных неслеживающихся минеральных удобрений, а также сыпучего сырья для их производства с разгрузкой в специальные приемные устройства. У этого вагона торцовые стены наклонены под углом 60°, а в нижней части устроены по два боковых бункера с люками и крышками, через которые производится разгрузка минеральных удобрений на обе стороны железнодорожного пути. Механизм разгрузки, осуществляющий попарное открытие и закрытие разгрузочных люков, имеет пневматический привод от цилиндра двойного действия диаметром 350 мм. Подача сжатого воздуха в цилиндр производится компрессором локомотива или от стационарной сети. Механизм расположен в пространстве между бункерами.
На крыше вдоль нее расположены четыре загрузочных люка щелевого типа, которые снабжены одним общим устройством запирания, блокировки и пломбирования. Вагон оборудован лестницами для влезания на крышу и внутрь кузова, а также помостом на крыше.
Испытания вагона подтвердили возможность значительного снижения трудоемкости погрузочно-разгрузочных работ и потерь перевозимого гр?за.
сцепления автосцепок ТТчи мм и г азу 1. 500 мм, вписана в габарит 1-Т и рассчитана на транспортировку 15—17 автомобилей «Жигули», «А1осквич», «Запорожец» или восьми автомобилей «Волга».
Кузов платформы состоит из нижней 3 и верхней 1 рам с металлическим настилом и направляющими устройствами, соединенных четырьмя наклонными концевыми 5 и двумя средними 4 стойками замкнутого коробчатого сечения, а также косынками, образующими главный переход от вертикальных элементов к горизонтальным. Направляющие устройства, предназначенные для правильного размещения автомобилей по длине и ширине кузова, представляют собой систему ограждений из труб, направляющих роликов и рольгангов. Для проезда автомобилей из одного вагона в другой служат площадки 2, укрепленные шарнирно по концам верхней и нижней рам. 320
Таблица XI. 1
Параметры	Значения параметров вагонов-хопперов для перевозки		
	цемента	зерна	минеральных удобрений
Грузоподъемность, т	67	65	64
Тара, т	18,5	22	22
Длина вагона по осям сцепления автосце-	11,92	14,72	13,20
ПО К, м Объем кузова, м3	55	93	73
Габарит	1-Т	0-Т	0-Т
Народнохозяйственный экономический эффект составляет около 4000 руб. в год на один вагон.
Основные характеристики крытых вагонов-хопперов приведены в табл. XI. 1.
На магистральных железных дорогах применяются и другие типы вагонов-хопперов, используемые также на путях промышленного транспорта. Например, крытые хопперы для транспортировки технического углерода (гранулированной сажи), открытые хопперы для перевозки горячих грузов (окатышей, агломерата), охлажденного кокса и др.
В последние годы большое внимание уделяется изысканию рациональных способов перевозок дорогостоящих пищевых и некоторых химических продуктов. Для этой цели могут быть использованы бункерные вагоны, оборудованные пневматической системой разгрузки под избыточным давлением или вакуумом [80].
При перевозке мелкодисперсных грузов применяется аэрация, при которой перевозимые продукты приобретают текучесть по мере насыщения их воздухом. Под действием разности давления взрыхленный продукт удаляется из бункеров вагона по транспортному трубопроводу. Такой вагон для бестарной перевозки муки (рис. XI.31) создан Днепродзержинским заводом и ВНИИВ.
Рама кузова в средней части не имеет хребтовой балки. На ней установлены четыре бункера с системой пневматической разгрузки. Грузоподъемность вагона 50 т, общий объем бункеров 93 м3,.'.максимальное давление в бункере 0,2 МПа, производительность при выгрузке 50 т/ч. Цилиндрическая часть бункера имеет диаметр 3200 мм и толщину стенок 6 мм, а у нижнего конца 8 мм. В дальнейшем предполагается изготовлять бункера из алюминиевых сплавов.
На базе этой конструкции разработан вагон для перевозки гранулированных полимерных материалов, но без узла аэрации, которая не требуется для таких грузов.
XI.6. Транспортеры
Транспортеры используют для таких грузов, которые по габаритным размерам и массе нельзя разместить в обычных универсальных вагонах (мощные трансформаторы, части гидравлических турбин, статоры и роторы генераторов, станины блюмингов и крупных станков, котлы больших диаметров и т. п.).
На железных дорогах СССР эксплуатируются транспортеры грузоподъемностью от 55 до 480 т. Масса брутто транспортера определяет число колесных пар и соответственно этому конструкцию и число элементов, передающих нагрузку на оси, а габариты перевозимого груза — устройство главной балки.
По конструкции и назначению транспортеры можно разделить на следующие основные типы: платформенные, колодцеобразные, сцепные и сочлененные.
325
Платформенные транспортеры предназначены для перевозки крупногабаритных грузов, которые из-за ограничения габаритного очертания нельзя перевозить на транспортерах с прямой погрузочной площадкой. Поэтому такие транспортеры имеют пониженную погрузочную площадку благодаря изогнутой форме главной балки. Для этих транспортеров применяют двух-, трех- и четырехосные тележки, объединяемые специальными концевыми балками.
Транспортеры данного типа построены в основном грузоподъемностью 55, 62, 100 (ПО), 150 и 200 т в четырех-, восьми-, двенадцати- и шестнадцатиосном исполнении.
В качестве примера, характеризующего этот тип транспортера, можно привести двенадцатиосный транспортер грузоподъемностью 150 т (рис. XI. 32). Его главная балка 1 через сферические пятники и подпятники опирается на две концевые балки 2 и через них — на четыре трехосные тележки, расположенные по две с каждого конца транспортера.
Крепление груза осуществляется через специальные отверстия, расположенные в верхнем листе погрузочной площадки.
Колодцеобразные транспортеры предназначены для перевозки грузов (рабочих колес гидротурбин, бандажей и обечаек цементных печей и др.), которые из-за большой высоты нельзя перевозить на транспортерах платформенного типа.
В транспортерах этого типа главная балка обычно состоит из двух боковых балок двутаврового сечения, соединенных по концам мощными поперечными балками с расположенными на них пятниками, через которые она опирается на концевые балки. В нижней части боковых балок расположены четыре промежуточные съемные поперечные балки, которые цапфами соединяются со стальными подушками, расположенными на нижних поясах боковых балок. Здесь груз размещается между боковыми балками (в колодце), причем съемные поперечные балки в зависимости от размеров и очертания груза можно устанавливать на различные пары опорных подушек.
В качестве примера можно привести восьмиосный транспортер грузоподъемностью 120 т (рис. XI.33). Он также имеет главную балку, которая опирается через сферические пятники на концевые балки, в свою очередь опирающиеся на попарно соединенные типовые двухосные тележки. В средней части главной балки образован колодец шириной 2420 мм и длиной 10 200 мм.
Сцепные транспортеры предназначены для перевозки длинномерных тяжеловесных грузов. Транспортеры такого типа нострое-ны в основном грузоподъемностью 120 и 480 т соответственно в двенадцати- и тридцатидвухосном исполнении.
Двенадцатиосный транспортер грузоподъемностью 120 т рассчитан на грузы длиной до 32 м и высотой до 4,3 м. Он состоит из двух концевых четырехосных платформ грузоподъемностью 60 т каждая (рис. XI. 34) и промежуточной четырехосной платформы (рис. XI.35), соединенных между собой автосцепками с короткими хвостовиками без поглощающих аппаратов. На корпусах автосцепок имеются стопорные болты для предотвращения само-расцепа платформ груженого транспортера. Промежуточная платформа служит для увеличения длины транспортера при перевозке грузов длиной более 24 м. На концевых платформах, имеющих пониженные в средней части несущие рамы, установлены поворотные турникеты для укладки и крепления груза. Один из турникетов имеет возможность некоторого перемещения вдоль вагона для предотвращения смещения груза относительно турникетов при действии продольных инерционных сил и лучшего вписывания в кривые.
В средней части рам концевых платформ приварены кронштейны, на которых устанавливаются гидравлические домкраты опор-турникетов, предназначенные для подъема груза. Для управления этими домкратами на каждой раме установлено по два гидравлических насоса с ручным приводом. 326

Рис. XI.32. Двенадцатиосный транспортер грузоподъемностью 150 т
Рис. XI.33. Восьмиосный транспортер грузоподъемностью 120 т
26080
Рис. Х1.34. Концевые платформы двенадцатиосного транспортера грузоподъемностью 120 т
Рис. XI.35. Средняя (промежуточная) платформа двенадцатиосного транспортера грузоподъемностью 120 т
32330
Рис. Х1.36. Двадцативосьмиосный транспортер грузоподъемностью 400 т
327
Перевозка тяжелых длинномерных грузов цилиндрической формы осуществляется на транспортере грузоподъемностью 480 т, состоящем из двух соединенных автосцепкой секций. При необходимости каждая из них (шест-надцатиосная грузоподъемностью 240 т) может быть использована самостоятельно.
Тара этого транспортера 211 т, длина по осям сцепления автосцепок 62 760 мм.
Сочлененные транспортеры предназначены для перевозки мощных силовых трансформаторов и статоров крупных электрогенераторов. На них можно перевозить и другие крупногабаритные грузы, но со специальными вспомогательными приспособлениями.
Транспортеры этого типа имеют две консоли, опирающиеся через систему балок на ходовые части. Перевозимый груз подвешивается между консолями транспортера и соединяется с ними при помощи валиков (диаметром примерно 250 мм). Под действием собственного веса груз защемляется между верхними частями консолей и участвует в работе конструкции транспортера как несущий элемент.
Транспортеры такого типа построены грузоподъемностью 220, 300 и 400 т соответственно в шестнадцати-, двадцати- и двадцативосьмиосном исполнении.
Разработана конструкция тридцатидвухосного сочлененного транспортера грузоподъемностью 500 т.
В качестве примера целесообразно привести двадцативосьмиосный транспортер грузоподъемностью 400 т (рис. XI.36). Он состоит из двух консолей 1, опирающихся через опорные катки на две соединительные балки 2, которые в свою очередь опираются на концевые 3 и промежуточные 4 балки.
Транспортер имеет четырнадцать двухосных тележек с базой 1360 мм конструкции Ворошиловградского тепловозостроительного завода, двенадцать из которых объединены попарно с помощью соединительных балок и образуют шесть четырехосных тележек с базой 3970 мм.
Каждая половина транспортера оборудована водилом 5, обеспечивающим поворот консолей с грузом относительно соединительных балок при прохождении кривых участков пути.
При необходимости транспортер может быть снабжен съемной несущей балкой, которая сочленяется с проушинами 6 консолей и служит для перевозки грузов, не имеющих собственных проушин для сочленения. При движении транспортера в порожнем состоянии консоли соединяются специальными серьгами в зоне проушин, верхние пояса скрепляются специальной закидкой с замком. Транспортер оборудован системой гидравлических подъемников (основных и вспомогательных домкратов, установленных на соединительных балках и предназначенных для подъемки консолей транспортера вместе с грузом, а также для поддержания их при разведении половин порожнего транспортера).
Конструктивные особенности сочлененных транспортеров позволяют им, не нарушая габарита, проходить крутые кривые в плане и профиле.
Потребность в таких транспортерах из года в год возрастает, так как в перспективе перевозки сверхтяжелых, имеющих большие размеры грузов будут расширяться в связи с тенденцией монтажа оборудования предприятий из крупноблочных агрегатов.
XI.7. Вагоны промышленного транспорта и узкоколейных железных дорог
Вагоны промышленного транспорта эксплуатируются на железных дорогах, предназначенных для внутренних перевозок, связанных с производственным процессом промышленных предприятий, а также для внешних перевозок до мест примыкания дорог промышлен-
328
него транспорта к магистральным железным дорогам. Некоторые вагоны промышленного транспорта могут обращаться и на магистральных дорогах МПС, однако осевая нагрузка при этом не должна превосходить допускаемую для общесетевых вагонов.
На дорогах промышленного транспорта применяются также обычные вагоны магистральных железных дорог.
Вагоны- самосвалы (думпкары) получили широкое распространение, особенно на карьерном и внутризаводском транспорте черной и цветной металлургии и угольной промышленности. Вагоны этого типа (рис. XI.37 и XI.38) предназначены для транспортировки и механической разгрузки горнорудных и земляных пород в крупнокусковом и сыпучем виде. Эти вагоны отличаются наклоняющимся при выгрузке грузов кузовом с откидывающимися вниз бортами, предохраняющими путь от засорения при разгрузке. Наклон кузова может осуществляться на любую сторону железнодорожного пути е помощью пневматических цилиндров. Боковой борт, откидываясь в сторону наклона кузова, служит продолжением пола. Сжатый воздух поступает в цилиндры от компрессора локомотива или стационарной компрессорной установки.
Кузов возвращается в транспортное положение под действием собственного веса или принудительно с помощью цилиндров двойного действия [46].
В зависимости от назначения и условий эксплуатации вагоны-самосвалы могут изготовляться с односторонней разгрузкой, а при необходимости— с электрогидравлическим приводом наклона кузова.
Основные технические показатели вагонов-самосвалов колеи 1520 мм приведены в табл. XI.2.
Для перевозки некоторых сыпучих и порошкообразных грузов (например, горячий агломерат, окатыши, торф, кокс, гранулированная сажа, технологическая щепа и др.) также широко применяются специальные саморазгружающиеся вагоны. Отличительной особенностью этих вагонов (рис. XI.39) является кузов с вертикальными боковыми и наклонными торцовыми стенами. Открывание и закрывание крышек разгрузочных люков, расположенных в нижней части кузова, производится сжатым воздухом посредством цилиндров и специального рычажного механизма. В зависимости от рода перевозимого груза кузов вагона выполняется с крышей, снабженной загрузочными люками (закрытый тип), или без нее (открытый тип).
Обшивка кузова вагона для перевозки горячих грузов изготовлена из отдельных штампованных панелей, соединение которых со стойками обеспечивает их подвижность при температурных расширениях с целью исключения коробления несущих элементов вагона.
Вагон-хоппер для транспортировки гранулированной сажи выполняется с наклонными под углом 40° торцовыми стенами, десятью загрузочными бункерами с круглыми люками для выгрузки сажи в приемные устройства, расположенные между рельсами.
Технические показатели основных типов саморазгружающихся вагонов данной конструкции приведены в табл. XI.3.
Кроме вагонов-самосвалов и саморазгружающихся вагонов, на промышленных железных дорогах применяются вагоны для перевозки леса в хлыстах, платформы для перевозки горячего чушкового чугуна, полувагоны и др.
Таблица XI.2
Параметры	Значения параметров вагона-самосвала грузоподъемностью, т			
	60	85	105	180
Тара, т	27	35	48,5	67
Число осей	4	4	6	8
Объем кузова, м3	32	38	50	59,2
Длина вагона по осям сцепле-	11,83	12,17	14,90	17,58
ния автосцепок, м				
Число разгрузочных цилиндров	4	4	6	8
Габарит	1-Т	Т	Т	Т
329
Рис. XI.37. Четырехосный вагон-самосвал
I
Рис. XI.38. Восьмиосный вагон-самосвал
хим TOCI пол ку31 них бру< KOBL
ные 138
планер» ма I ции про;
Рис. ;
Рис. XI.39. Четырехосный саморазгружающипся полувагон-хоппер для перевозки горячих окатышей
.330
Т а б л и ц a XI.3
Параметры	Значения параметров четырехосного саморазгружающегося вагона для перевозки					
	горячего агломерата	горячих окатышей и агломерата		технического углерода	кокса	торфа
Грузоподъемность, т	105	65(61)*	66(62)*	60	58,5	58
Тара, т	35	23	22	24	29,5	26,5
Объем кузова, м3	70	42	42	146	117	120
Длина вагона по осям сцепления автосцепок, м Количество люков:	16,0	12,0	10,0	17,5	17,5	17,5
загрузочных	.—-	-—	-—	12	—-	—
разгрузочных Размеры люков, мм:	4	2	2	8	4	4
загрузочных	-—	—	-—-	300	—	-—
разгрузочных	3500x560	3500x560	2400x560	390	4038x605	4676 X Х2000
Габарит	1-Т	0-Т	0-Т	1-Т	1-Т	1-Т
* В скобках грузоподъемность при эксплуатации на магистральных путях.
Для предприятий цветной металлургии строятся восьмиосные полувагоны с глухим кузовом грузоподъемностью 105 т, объемом 63,3 м3 и длиной по осям сцепления автосцепок 15,5 м, предназначенные для перевозки медной руды. Вагон может быть использован для транспортировки других аналогичных грузов. Несущая конструкция кузова выполнена из стали марки 09Г2Д. Пол вагона трехслойный из двух стальных листов (нижнего толщиной 6 мм и верхнего 16 мм) с деревянной прослойкой из брусков толщиной 100 мм. Вагон рассчитан на загрузку экскаваторами с емкостью ковша до 8 м3. Разгрузка вагона предусмотрена на вагоноопрокидывателях.
Для транспортировки технологической щепы применяются четырехос* ные полувагоны с люками в полу грузоподъемностью 58 т и объемом кузова 138 м3, спроектированные по габариту 1-Т [103, с. 71—73].
На металлургических предприятиях эксплуатируются четырехосные платформы грузоподъемностью ПО т (рис. XI.40), предназначенные для перевозки горячего чушкового чугуна с температурой до 800° С. Платформа имеет мощную сварную раму, стальной настил пола ячеистой конструкции с засыпной термоизоляцией толщиной 200 мм, торцовые борта, а также продольные борта из отдельных листов, свободно перемещающиеся вдоль
Рис. XI.40. Четырехосная платформа грузоподъемностью 100—ПО т для перевозки горячего чушкового чугуна
331
Рис. XI.41. Передвижной миксер грузоподъемностью 150 т
платформы при температурных расширениях. Она рассчитана на загрузку горячими чушками массой до 1 т, падающими с высоты 3—4 м.
Кроме этих вагонов, промышленный транспорт оснащен и другими специальными вагонами: для доставки руды или кокса с рудных дворов на бункерные эстакады доменных цехов (трансферкары), для перевозки горючих стальных слитков, коксотушильные вагоны и др. [103, с. 171—244].
В последнее время Всесоюзным научно-исследовательским и проектноконструкторским институтом металлургического машиностроения (ВНИИметмаш) и ВНИИВ созданы конструкции вагонов-миксеров грузоподъемностью 150, 420 т и предполагаемого к постройке — 600 т, предназначенные для транспортировки жидкого 'чугуна от доменного до конверторного цехов. Они нашли применение на Западносибирском металлургическом заводе, а также на металлургическом заводе в Катовицах Польской-Народной Республики. Миксеры грузоподъемностью 150 т могут эксплуатироваться как на внутризаводских, так и на магистральных железнодорожных путях, а с большей грузоподъемностью — только на внутризаводских технологических путях усиленной конструкции.
Передвижной миксер грузоподъемностью 150 т (рис. XI.41), как и другие типы миксеров, состоит из стального футерованного корпуса 2, привода его наклона 1 и тележек 3, объединенных соединительными балками 4. Технические характеристики миксеров основных типов приведены в табл. XI.4.
Таблица XI.4
Параметры	Значения параметров миксеров грузоподъемностью, т		
	150 '	420	600
Тара с футеровкой, т	210	440	647
Число осей	16	16	24
Длина по осям сцепления автосцепок, м	32,58	31,86	40,40
Нагрузка от оси на рельсы, кН (тс)	220(22,5)	550(56,0)	515(52,5)
Конструкционная скорость, м/с (км/ч)	10(35)	3(10)	3(10)
Вагоны узкоколейных железных дорог строятся для колеи 750 и 1067 мм. Основными типами вагонов колеи 750 мм являются крытые универсальные, платформы и цистерны. Все эти вагоны имеют грузоподъемность 20 т и выполняются четырехосными. Кроме того, имеются вагоны-самосвалы, сцепы для вывозки леса, вагоны для перевозки торфа — хопперы (с седлообразным полом и боковыми люками, позволяющими вести разгрузку на обе стороны пути) и полувагоны с глухим кузовом, разгружаемые на вагоноопрокпдывателях. Техническая характеристика вагонов колеи 750 мм приведена в табл.*Х1. 5.
Основными типами вагонов для колеи 1067 мм также являются крытые универсальные платформы, полувагоны и цистерны. Техническая характеристика этих вагонов приведена в табл. XI.6.
332
Таблица XI.5
Значения параметров вагона
Параметры	Крытого	Платформы	Цистерны	Для перевозки торфа		Сцепа для перевозки леса в хлыстах	Самосвала
				Хоппера	Полузагона с глухим кузовом		
Грузоподъемность, т Тара, т Объем кузова, м3 Длина вагона по осям сцепления автосцепок, м База тележки, м Максимальная высота от головки рельса, м	20 8,6 42,3 10,64 1,3 3,03	20 7,65 10,64 1,3 1,32	20 8,4 20,1 10,64 1,3 3,2	12,5 5,5 25 8,26 1,15 2,62	13 4,6 32,5 8,26 1,15 2,58	24 8,5 30 23,0 1,15 2,55	22 11 10 9,34 1,3 1,86
Таблица XI.6
Параметры	Значения параметров вагона					
	Крытого	Полува гона		Платформы		Цистерны
Грузоподъемность, т Тара, т Объем кузова, м3 Длина вагона по осям сцепления автосцепок, м Максимальная высота от головки рельса, мм	40 15,5 85,8 14,03 3978	42 18,25 46,1 13,92 2737	52 18 55 13,92 2737	42 17,3 1 ,62 1605	50 15,4 14,62 1605	46 17,85 46,9 12,02 4030
Вагоны колеи 750 и 1067 мм имеют конструкцию, аналогичную конструкции однотипных вагонов широкой колеи, и отличаются от них параметрами. Эти вагоны оборудованы однобуферными ударно-сцепными приборами и автоматическим тормозом. Тележки вагонов двухосные с центральным комбинированным рессорным подвешиванием.
XI.8. Особенности некоторых грузовых вагонов зарубежных железных дорог
Структура и развитие парка грузовых вагонов в капиталистических странах обусловлены не только характерными для всех железных дорог мира общими тенденциями сокращения времени доставки грузов и повышения гарантированной их сохранности при минимуме первоначальных вложений и эксплуатационных затрат, но и конкуренцией между железными дорогами и другими видами транспорта. Наиболее сопоставимыми с железными дорогами СССР по объему и дальности перевозок являются дороги США. Однако следует учитывать существенные особенности железных дорог этой страны: их средняя грузонапряженность, как указано выше, в 6—7 раз, а среднее количество погрузок, приходящееся на один вагон в год, в 3—4 раза меньше, чем в СССР. Значительная часть вагонов является собственностью клиентов или арендуется ими на определенный срок у железных дорог или фирм; большое количество перевозок осуществляется в контейнерах или кон-трейлерах, а также автомобильным транспортом.
Необходимость снижения транспортных издержек определила в США устойчивую тенденцию к повышению грузоподъемности увеличению допус-333
Рис. XI.42. Универсальный крытый вагон грузоподъемностью 68,5 т постройки США тимых осевых нагрузок и специализации парка грузовых вагонов. В США приняты высокие нормы нагрузок от оси на рельсы, что, в частности, позволяет иметь четырехосные вагоны большой грузоподъемности. Коэффициенты тары вагонов основных типов в США обычно выше, чем у аналогичных вагонов СССР.
Многие грузовые вагоны строятся фирмой «Пульман Стандарт», которая выпускает определенный типажный ряд крытых полувагонов и хопперов. Характерной чертой конструкции таких вагонов различного назначения является стандартизация однотипных узлов и широкое использование гнутых профилей.
Крытые вагоны США строятся в основном грузоподъемностью 63,5 и 90,7 т. Вагоны грузоподъемностью 63,5 т строятся универсальные с объемом кузова 139—149,5 м3 и осевыми нагрузками до 25 т, а также специальные с объемом кузова до 290 мэ и осевыми нагрузками до 29 т. Вагоны грузоподъемностью 90,7 т предназначены для перевозки грузов повышенной плотности; удельные объемы их кузовов составляют 1,6—2,0 м3/т, внутренняя длина до 19 м. Коэффициенты тары крытых вагонов общего назначения составляют 0,4—0,45, а специальных (для перевозки легких грузов) достигают 0,7—1,08.
На рис. XI.42 в качестве примера показан крытый вагон, созданный в последние годы. Грузоподъемность его 68,5 т, тара 31,5 т, объем кузова 179 м3, длина по осям сцепления автосцепок 20 855 мм, высота от уровня головок рельсов до верха крыши около 5000 мм, внутренняя высота 3352 мм, максимальная ширина наружная 3251 мм, внутренняя 2895 мм.
По очертанию поперечного сечения этот вагон, как и все другие типы крытых вагонов, приближается к прямоугольнику, что объясняется очертанием габарита подвижного состава, принятым в США. Боковые стены максимально подняты, а крыша выполнена по форме треугольника с уклоном всего 105/1000, что способствует лучшему использованию объема [92].
Вагон имеет подвижную хребтовую балку с амортизирующим устройством, предназначенную для снижения продольных динамических нагрузок, действующих на кузов в эксплуатационных условиях.
Боковые стены выполнены со стойками Й-образной формы, расположенными снаружи обшивки, изготовленной из отдельных панелей толщиной 2,5 мм со штампованными прямоугольными гофрами.
Торцовые стены выполнены не штампованными фасонными, как широко применялось раньше, а из двух сваренных между собой листов: наружного со сквозными гофрами трапециевидной формы высотой около 100 мм и внутреннего гладкого.
Крыша состоит из отдельных стандартных штампованных поперечно расположенных панелей, которые по своим размерам удовлетворяют типажному ряду крытых универсальных вагонов и хопперов. Такие крыши не имеют дуг и соединяются с обвязками торцовых и боковых стен при помощи заклепок.
Рама кузова выполнена без концевых балок. Подкрепление пола осуществляется шестью продольными балками из двутавра Ks 10 , расположенными по 3 шт. симметрично относительно продольной оси рамы.
334
ни» рол. зан! ним пол:
при< за с вале
ция ко г из с шта: 3,5 I кузс бива вред
гонь раск ми г лей дывг возк кузо ных
ваге крьц ны (
гон о Уни!
М0Щ1 разн верт: четы груз< прох тосц: в пр торт
тейн< кая . ВОЛЯ!
Дверь имеет ширину 3048 мм и нижнюю подвеску с неубирающимися роликами; Дверной проем по высоте занимает все пространство между верхним обвязочным поясом и настилом пола.
Кузов оборудован специальными приспособлениями для удержания груза от перемещения вдоль вагона и навала на двери.
В вагоне использована конструкция стального пола (рис. XI.43), широко применяемая в США. Она состоит из секций 1 желобчатого сечения, отштампованных из листов толщиной 3,5 мм, которые привариваются к раме кузова. Пол устроен так, что можно забивать и удалять гвозди 5 без его повреждения.
В США строятся специальные вагоны для перевозки листовой стали с раскрывающейся крышей или съемными полукузовами, легковых автомобилей в вертикальном положении с откидывающимися частями стен, для перевозки скота в два яруса с изоляцией кузова для предварительно охлажденных скоропортящихся продуктов и др.
Для облегчения погрузки созданы вагоны, позволяющие поочередно раскрывать каждую половину боковой стены (рис. XI.44).
Платформы в США составляют значительное количество в парке грузовых вагонов в связи с увеличивающимися контейнерными и контрейлерными перевозками. Универсальные платформы общего назначения имеют длину 18—21 м, оборудованы мощной сварной рамой, а в ряде случаев — и подвижной хребтовой балкой из Z-об-разного профиля. С каждой стороны платформы установлены скобы для крепления вертикальных стоек и сдвоенные карманы с крепящими устройствами. Эти платформы четырехосные грузоподъемностью 63,5 т. Платформы для перевозки длинномерных грузов имеют длину более 27 м. С целью повышения устойчивости таких вагонов при прохождении кривых участков в составе тяжеловесных поездов в них применяются автосцепки с удлиненным до 1,5 м хвостовиком. Для грузов, которые трудно закрепить в продольном направлении, строят платформы с неподвижными или передвижными торцовыми стенами [105].
Строящиеся в США платформы бортов не имеют. Платформы для перевозки контейнеров выполнены облегченными с пониженной рамой н не имеют настила пола. Такая платформа оборудована фиксирующими устройствами для крепления груза, позволяющими перевозить все типы контейнеров с любой схемой погрузки.
Рис. XI.43. Металлический пол крытого вагона постройки США:
1 — секции пола: 2 — желобчатый профиль пола;
3 — зазор между секциями; 4 — деревянный брусок. прикрепляемый к металлическому полу; 5 — положение гвоздя в полу
Рис. XI.44. Крытый вагон с раздвижными боковыми стенами
335
Платформы для перевозки полуприцепов (контрейлеров), как правило, выполняются сварными с мощной хребтовой балкой без боковых балок и с операми для крепления полуприцепов.
Полувагоны (гондолы), эксплуатирующиеся в США в большом количестве, отличаются большой грузоподъемностью (до 115 т), значительным объемом кузова (до 160 м3) и увеличенной длиной.
Новые полувагоны (рис. XI.45) по конструктивной форме кузева аналогичны рассмотренному выше крытому вагону (торцовые стены, концевая часть рамы и др.).
Большое количество полувагонов строится с глухим кузовом и часто эксплуатируется в маршрутных поездах большой массы. Для удобства разгрузки вагонов на вагоноопрокидывателе без их расцепления установлены поворачивающиеся корпуса автосцепок (см. главу X). Благодаря отсутствию у этих вагонов торцовых дверей и люков в полу обеспечивается сохранность перевозимого груза. Для сокращения потерь сыпучего груза (угля) от выдувания на торцовых стенах полувагонов устанавливаются специальные козырьки в виде неравнобокой трапеции.	/
Строятся также полувагоны с кузовами из алюминиевых сплавов [38].
Боковые и торцовые стены выполняются с мощными обвязками. Для увеличения поперечной жесткости кузова при распоре сыпучим грузом и ударе о привалочную стенку вагоноопрокидывателя в большинстве полувагонов предусмотрены внутренние усиливающие раскосы.
Для лучшего высыпания груза кузова полувагонов часто выполняют уширенными кверху, а места сопряжения стен и Пола — по возможности с плавными переходами. Применяются также внутренние полимерные покрытия, снижающие сцепляемость груза со стенами кузова и хорошо сопротивляющиеся истиранию.
Вагоны- хопперы строятся открытого и закрытого типов. Первые из них используются в маршрутных поездах для перевозки угля и других насыпных грузов, на которые не влияют атмосферные осадки. Особенность хопперов открытого типа — конструкция люков, позволяющая разгрузку вагонов на ходу поезда, и наличие автоматического устройства для их закрывания после разгрузки [37].
Крытые хопперы различного назначения применяются для грузов, нуждающихся в укрытии от атмосферных осадков. Эти вагоны изготовляются из низколегированных сталей или алюминиевых сплавов. Их грузоподъемность составляет от 90,7 до 113 т, объем кузова — от 82 до 206 м3.
В США вагоны типа хоппер имеют только один вид системы разгрузки, т. е. в межрельсовое пространство. Угол наклона торцовых стен принят единым 40°, что оказалось возможным благодаря надлежащим физико-механическим свойствам подготавливаемых для транспортировки в вагонах сыпучих грузов и выбору целесообразных приемных устройств.
В западноевропейских странах широко применяются вагоны с раскрывающимися крышами самой различной конструкции (телескопические, продольно или поперечно раскрывающиеся, шторные и др.) или с раздвижными стенами и раскрывающимися крышами. Расширяется использование алюминиевых сплавов, особенно в ФРГ, Англии, Швейцарии и др.
Рис. XI.45. Четырехосный полувагон постройки США
336
Рис. XI.46. Вагон для порошкообразных и гранулированных сыпучих грузов с емкостями шарообразной формы и пневморазгрузкой
В ряде стран Европы (Финляндии, ФРГ, Франции и др.) в качестве обшивки стен, дверей и пола применяют фанерные многослойные влагостойкие плиты, а для внутреннего покрытия крыши — полимерные материалы, наносимые способом напыления (в основном пенополиуретановые).
В США, Канаде и Западной Европе (ФРГ и Франции) широко применяются вагоны бункерного типа для перевозки сыпучих грузов с пневматической разгрузкой. Наиболее совершенные конструкции этого типа имеют грушевидную форму кузова, что позволяет лучше использовать габарит и осуществлять выгрузку грузов с минимальными остатками. Внутренние диафрагмы делят кузов на отсеки, что позволяет перевозить одновременно различные грузы.
В ФРГ, ЧССР, ПНР, Финляндии и других странах для перевозки сыпуччх грузов применяют специальные вагоны с несколькими вертикально расположенными бункерами или резервуарами шарообразной формы (рис. XI.46).
Все вагоны с пневморазгрузкой позволяют транспортировать как мелкодисперсные, так и' гранулированные продукты (при разгрузке последних аэрация не приме няется).
Для покрытия внутренних поверхностей кузова применяют эпоксидные лаки Благодаря этому получается гладкая поверхность, облегчающая «стекание» продукта к разгрузочному устройству и препятствующая образованию «свода» и остатков после разгрузки.
Одним из главных направлений развития вагоностроения в странах Центральной и Западной Европы является переход от двухосных вагонов к четырехосным, а также проведение подготовительных работ к переходу на автосцепку, в частности создание соответствующих конструкций рамы кузова.
XI.9. Пути дальнейшего развития конструкций грузовых вагонов
Общими задачами по дальнейшему развитию конструкций грузовых вагонов всех типов являются: увеличение погонной нагрузки вагона как главного средства повышения провозной способности железных дорог; увеличение грузоподъемности вагона, снижение коэффициента тары за счет изыскания более прогрессивных конструктивных решений узлов и вагонов в целом и использования более прочных коррозионностойких сталей и алюминиевых сплавов; улучшение эксплуатационных качеств вагонов путем повышения нх приспособленности к комплексной механизации и автоматизации погрузочно-разгрузочных работ; улучшение технологичности конструкций с целью снижения трудоемкости при изготовлении и ремонте; всемерное повышение надежности работы вагонов в эксплуатации.
337
Рассматриваются оптимальные значения осевых нагрузок. Целесообразные пути дальнейшего развития конструкций по основным типам вагонов следующие.
/Крытые вагоны необходимо создавать с увеличенным до 150— 152 м3 объемом кузова, обеспечивающим лучшее использование грузоподъемности вагона при перевозке штучных грузов с небольшой объемной массой./
С целью улучшения эксплуатационных качеств крытых вагонов, снижения трудоемкости их изготовления и ремонта, экономии пиломатериалов и тонколистовой стали, а также для улучшения теплотехнических показателей кузова целесообразно создать крытые вагоны с широким применением влагостойких фанерных плит для обшивки пола и стен.
Должны получить распространение специальные крытые вагоны с раскрывающейся крышей для перевозки пакетированных грузов (рулонов и пачек холоднокатаной тонколистовой стали, бумаги в рулонах, картона, дере-воплит, автомобильных дизельных двигателей и т. п.).
Полувагоны необходимо развивать не только по пути совершенствования основных типов цельнометаллических универсальных полувагонов грузоподъемностью 63—69 и 125—140 т, но создания восьмиосных конструкций с глухим кузовом объемом 160 м3, вписанным в габарит Т или его модификацию Тпр, с погонной нагрузкой 10—12 т/м.
Целесообразно отработать конструкцию восьмиосного полувагона с непосредственной опорой кузова на четыре двухосные тележки без применения соединительных балок.
Частичное применение алюминиевых сплавов в отдельных узлах (для крышек люков и торцовых дверей) позволит достигнуть дальнейшего увеличения грузоподъемности универсальных полувагонов.
Платформу универсального типа целесообразно облегчить и соответственно увеличить ее грузоподъемность за счет применения высокопрочных сталей для рамы и алюминиевых сплавов для бортов.
Планируется создание универсальной платформы увеличенной длины для перевозки длинномерных бревен, пиломатериалов, труб, рельсов и т.п. Должно получить дальнейшее развитие производство специальных платформ для перевозки крупнотоннажных контейнеров грузоподъемностью 10, 20 и 30 т.
Хопперы крытые, специальные для бестарной перевозки зерна и других аналогичных грузов с объемной массой 0,75—0,9 т/м3, а также минеральных удобрений и сырья для их производства с объемной массой 1,0— 1,7 т/м3 должны получить широкое распространение.
Наряду с этим намечено проведение научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ по изысканию конструктивных схем вагонов для перевозки сыпучих грузов с лучшим использованием надтележечного поо-странства, которое при существующих вагонах типа хоппер не используется.
Вагоны бункерного типа с пневматической разгрузкой получат более широкое развитие с целью использования их для бестарной перевозки муки, полиэтилена и других мелкодисперсных и гранулированных грузов.
Вагоны промышленного транспорта намечено развивать в направлении создания восьмиосных думпкаров грузоподъемностью до 170 т с электрогидравлической системой разгрузки, предназначенных для транспортировки скальных и вскрышных пород на открытых разработках угля и руды, думпкаров для перевозки горючих грузов, а также для эксплуатации в особо тяжелых условиях и др.
Создаются восьмиосные платформы грузоподъемностью до 130 т для перевозки совков со скрапом, а также для перевозки колошниковой пыли и другие специальные вагоны для нужд черной металлургии и других отраслей промышленности.
Глава XII
ЦИСТЕРНЫ
XII.1. Классификация цистерн
Цистерны предназначены для перевозки жидких, газообразных и пылевидных грузов, которые помещаются в котле, представляющем собой специфическую форму кузова вагонов этого типа. Значительное разнообразие грузов обусловливает существенные видоизменения конструкций цистерн.
В зависимости от перевозимых грузов цистерны могут быть разделены на две группы:
общего назначения — для перевозки широкой номенклатуры нефтепродуктов;
специальные — для перевозки отдельных видов грузов.
Цистерны общего назначения в свою очередь могут подразделяться на цистерны для перевозки светлых (бензин, лигроин и т. п.) и темных (нефть, минеральные масла и т. п.) нефтепродуктов. Повышенная огнеопасность светлых нефтепродуктов при ненадежной герметичности нижних сливных приборов обусловила оборудование цистерн для их перевозки устройствами верхнего слива (через колпак).' Цистерны для темных нефтепродуктов оборудовались нижними сливными приборами.
Такое разделение парка цистерн общего назначения уменьшает трудоемкость и продолжительность операций по очистке внутренних поверхностей котлов перед наливом грузов, отличающихся от ранее перевозимых. Однако из-за этого разделения повышается порожний пробег цистерн, увеличивается простой под накоплением на сортировочных станциях порожних цистерн и осложняется регулировка парка цистерн.
В связи с созданием нижнего сливного прибора, обеспечивающего надежную герметичность затворов, все цистерны общего назначения железных дорог СССР имеют такие приборы.
Специальные цистерны разделяются на цистерны для перевозки: высоковязких грузов, пищевых продуктов (молоко, патока, спирт, вина), кислот (азотная, соляная, серная и др.), сжиженных газов (пропан, аммиак, хлор и др.), порошкообразных (цемент, глинозем, кальцинированная сода и др.), затвердевающих (пек, капролактан и др.) и некоторых других грузов. Специфические особенности различных кислот, газов и тому подобных грузов обусловливают соответствующие видоизменения внутри перечисленных подгрупп. Поскольку специальные цистерны строят в сравнительно небольшом количестве и обычно на тех же заводах, что и цистерны общего назначения, они для удобства эксплуатации, ремонта и постройки имеют унифицированные с цистернами общего назначения рамы, узлы крепления котла, ходовые части и многие другие элементы.
На железных дорогах СССР массу жидкого груза, перевозимого в цистерне, определяют не взвешиванием, как в других типах вагонов, а замернокалибровочным способом. Для этого измеряют высоту наполнения котла, учитывают плотность груза, а затем посредством специальных таблиц калибровки, в которых приведена емкость котла в зависимости от уровня его налива, подсчитывают массу груза. Ликвидация операций взвешивания ускоряет оборот цистерн и снижает себестоимость перевозок.
Для возможности применения замерно-калибровочного способа цистерны различаются калибровочным типом, который обозначен ме-
339
таллическими цифрами, приваренными к котлу на обеих сторонах его цилиндрической части.
В зависимости от вида несущих элементов цистерны разделяют на конструкции, у которых все основные действующие на вагон нагрузки воспринимаются рамой кузова, и конструкции, у которых эти нагрузки воспринимаются котлом,— безрамные цистерны.
Кроме того, цистерны подобно другим типам вагонов различаются по осности, грузоподъемности, объему котла, устройству, материалу и способу изготовления котла и другим признакам. К цистернам предъявляют требования, аналогичные указанным в п. XL 1 для грузовых вагонов. Технические требования к цистернам регламентированы ГОСТ 10674—75.
XII.2. Цистерны общего назначения
Для увеличения провозной способности железных дорог Ждановским заводом тяжелого машиностроения, который в настоящее время входит в производственное объединение «Ждановтяжмаш», в содружестве с МИИТ создана восьмиосная цистерна грузоподъемностью 120 т безрамной конструкции (рис. XII. 1).
От ранее строившихся цистерн эта конструкция отличается не только большой грузоподъемностью, но и увеличенным удельным объемом котла (1,14 м3/т), что обеспечивает лучшее использование грузоподъемности вагона, и большей погонной нагрузкой (8 т/м), позволяющей значительно увеличить массу поезда при существующих ограничениях его длины и тем самым достичь большей провозной способности железных дорог, сократить капитальные вложения на развитие их пропускной способности, снизить себестоимость перевозок, увеличить производительность труда.
Проектирование восьмиосной цистерны безрамной конструкции исходит из тенденций развития современного вагоностроения, где идея цельно-несущего кузова получила всеобщее признание. Такой кузов имеет лучшее использование всех его основных элементов и меньшую массу, чем кузов с несущей рамой. Котел цистерны, имеющий замкнутый контур, цилиндрическую форму и сравнительно толстые стенки, в большей мере, чем кузова вагонов других типов, может быть использован в качестве цельнонесущей конструкции, и это находит свою реализацию в безрамных цистернах. Однако огнеопасность большинства перевозимых в цистернах грузов требует более надежного обеспечения прочности безрамных цистерн.
Котел цистерны состоит из цилиндрической части 1 и двух днищ 9.
Цилиндрическая часть котла составлена из продольно расположенных листов, из которых нижний — броневой лист — имеет большую (12 мм) толщину, чем верхние (9 мм).
В прежних конструкциях цистерн цилиндрическая часть котла составлялась из броневого листа и верхних поперечных обечаек. Недостатками такой конструкции являлись: затруднения в применении механизированной сборки и автоматической сварки из-за большого числа элементов, составляющих котел, значительного разнообразия и большой длины сварных швов; концентрация напряжений в местах пересечения продольных и поперечных швов. Поэтому в современных конструкциях цистерн цилиндрическая часть обычно формируется из п р о д о л ь н ы х листов.
Днища котла имеют эллиптическую форму с отношением высоты выпуклой части к диаметру, равным 0,2. По сравнению с ранее применявшимися торосферическими днищами эллиптические конструкции имеют плавно искривляющийся меридиан, что за счет снижения уровня напряжений позволяет уменьшить их толщину с 11 до 10 мм. Кроме того, применяя эллиптические днища, достигают увеличения объема котла на 0,5 м3.
Днища приварены к цилиндрической части котла с т ы к о в ы м и швами. Так же соединены между собой листы цилиндрической части. 340
21120
вид Я
Преимуществами стыковых швов по сравнению с применявшимися ранее нахлесточными соединениями являются: отсутствие дополнительных напряжений в зоне швов, обусловленных местным изгибом оболочки; большая вибрационная и ударная прочность iiiBOBf лучшие условия контроля за качеством шва (просвечивание рентгеном, гамма-лучами и т. п.); меньшая масса котла.
Цилиндрическая часть котла с внутренним диаметром 3000 мм составлена из двух половин, сваренных встык. Это обусловлено ограничениями по длине листового проката, поставляемого металлургической промышленностью, и размерами оборудования, применяемого в объединении «Ждановтяж-маш» для вальцовки листов котла.
В первых конструкциях восьмиосных цистерн по концам котла предусматривались ниши, внутри которых размещались хребтовые балки его опор. Такое устройство снижает центр тяжести вагона, что улучшает устойчивость и другие динамические качества цистерны, в результате чего повышается безопасность движения. Это особенно необходимо для четырехосных цистерн, имеющих по сравнению с другими типами вагонов малую базу. Для восьмиосных цистерн устройство ниш, осложняющих технологию изготовления вагона, имеет существенно меньшее значение, поэтому от них отказались.
Повышение прочности и устойчивости оболочки котла при малой его массе достигается подкреплением кольцевыми шпангоутами 7 и 8, расположенными в средней и опорных частях котла (см. рис. XI 1.1). Эти шпангоуты, имеющие Q-образную форму поперечного сечения, приварены к стенкам котла, отличающимся от неподкрепленных конструкций меньшей толщиной. Как показывают расчеты и опыты, в подкрепленных таким образом цистернах существенно снижены напряжения в загруженных зонах, повышена устойчивость котла при вакууме, иногда возникающем при сливе и пропарке цистерн, а также увеличивается жесткость и соответственно частота собственных колебаний оболочки, что затрудняет возникновение резонанса колебаний. Однако подкрепление котла шпангоутами усложняет его изготовление.
Для обеспечения полного слива груза предусмотрены уклоны к сливным приборам. Эти уклоны создаются выштамповкой броневого листа на глубину 20—30 мм. Котел оборудован двумя сливными приборами 6 универсального типа, конструкция которых описана ниже, и двумя колпаками (горловинами люка) с крышками 4, что позволяет ускорить операции налива и слива груза и обеспечить лучшие условия труда при очистке котла. Внутри горловин размещены по две сегментные планки: верхняя для контроля предельного уровня налива и нижняя для принятия мер к замедлению налива котла.
Колпаки рассматриваемой цистерны имеют малые размеры. В прежних конструкциях цистерн железных дорог СССР, как и цистерн некоторых других стран, колпак предназначался для размещения объема груза, увеличивающегося при повышении температуры. В данной цистерне, как и во многих других цистернах постройки последних лет, при ее наливе часть о'ъе ма котла (2%) остается незаполненной для обеспечения вышеуказанного температурного расширения груза. Проведенные ВНИИЖТ испытания показали, что такое недозаполнение котла не представляет угрозы для прочности цистерны и безопасности движения поездов. Подобный принцип загрузки котла и оборудования цистерн малыми колпаками в последние годы применяется также на железных дорогах США и западноевропейских стран.
Горловины люков закрываются крышками, закрепляемыми восемью откидными болтами каждая. Крышки шарнирно крепятся к кронштейнам, относительно которых они поворачиваются при открывании.
Для облегчения и ускорения сливных и наливных операций объединением «Жда-новтяжмаш» разработана быстросъемная крышка ригельного типа (рис. XII.2), ко-342
торая состоит из крышки 3, ригеля 4 и откидного болта 1. Ригель с одной стороны шарнирно с помощью валика 6 соединен с кронштейном 7, приваренным непосредственно к котлу <5, с другой стороны зажимается при помощи гайки с рукоятками 2 до упора средней его части в крышку 3.
Колпак, прикрепленный к гайке, предохраняет резьбу болта от механических повреждений.
Крышка снабжена кольцом, опирающимся на уплотняющую кольцевую прокладку 5 горловины люка. Контактирующая с прокладкой поверхность кольца имеет ширину 6 мм вместо 16 мм в ранее применявшихся крышках, что снижает необходимое для уплотнения усилие нажатия ригеля.
Для открытия крышки необходимо отвинтить гайку до выхо-
да ее из соприкосновения с ригелем и отвести болт в сторону. Упор 9,
приваренный к болту, при этом упирается
в скобу-ручку 10, чем обеспечивается отрыв крышки в случае образования в котле
вакуума.
Вблизи горловины люка расположены два штуцера для крепления предохранительно-впускных клапанов 2 (см. рис. XII. 1). 1<отел оборудован наружной <3 и внутренней 5 лестницами и помостами с ограждениями у горловин люка.
Сложным и ответственным узлом безрамной цистерны является опора котла (рис. XII. 3), поскольку через нее передаются основные нагрузки на котел и от котла на тележку. Опора, одновременно являющаяся консольной частью рамы, имеет мощные хребтовую 1 и шкворневую 8, облегченные концевую 10 и боковые 9 балки.
На хребтовой и концевой балках размещены части автосцепного устройства, а на шкворневой — опоры кузова (пятник 14 и скользуны 17). Для возможности выкатки тележки при подъемке котла с опорами на домкратах длина шкворней балки принята 3000 мм. Шкворневая балка имеет верхний лист 12, нижний 11, вертикальные листы 13, ребра 18 и 19, концевые части 20\ к одной из таких частей прикреплена табличка 5 завода-изготовителя. На пересечении хребтовой и шкворневой балок размещено надпятниковое усиление 15.
К шкворневой и хребтовой балкам приварены подкрепленный ребрами 21 и 16 опорный лист 22 толщиной 12 мм, являющийся непосредственной опорой котла, а также опорные накладки 4 и 6, расположенные с двух сторон от шкворневого узла. Хребтовая балка связана с опорными накладками лапами 3 и 7, которые перед сваркой узла могут перемещаться вдоль хребтовой балки в зависимости от конкретных зазоров между опорой и котлом. Такая конструкция обеспечивает существенное снижение технологических напряжений. Применение опорных упрощенных элементов вместо прежних опорных конструкций 18, с. 354] стало возможным в результате подкрепления котла кольцевыми шпангоутами 23.
Осуществленное в данной конструкции дополнительное соединение 2 концевых участков котла с хребтовой балкой повышает ее сопротивление большим продольным усилиям, возникающим при соударениях вагонов.
Основные части котла и опор изготовлены из низколегированной стали марки 09Г2С (ГОСТ 5520—79).
Тара цистерны описанной конструкции равна 48,8 т. Восьмиосной цистерне присвоен государственный Знак качества.
343
Да ЦИЯ, В К( а н е п с грузок г ЛИЧИТЬ I ные бал! монта Х( ГОрЛОВИ!
Од] в опорах мых неб и разгру т. е. по( баланси!
Mei кузова и удовлетв
На целесооб сой до 1 лишь ИС] условия? крутых 1 торых ус не трудн-струкциг главе II вагонов , осную Ц]
Раз ВНИИЖ с внутре верхних ИЗ КОТОр] личенное описание по сравн< на 26%
Цис ным объе ствие мег струкций
Ч е с т ь ю 73,1 м3.
344
Рис. XII.4. Восьмиосная цистерна габарита Т для БАМ
Дальнейшим усовершенствованием восьмиосной цистерны является конструкция, в которой котел опирается не через соединительные балки на двухосные тележки, а непосредственно на их скользуны. Такая схема передачи нагрузок позволяет существенно (на 2,5—3,0 т) снизить тару вагона и за счет этого увеличить грузоподъемность, устранить сложные в изготовлении тяжелые соединительные балки, улучшить расположение частей тормоза, облегчить условия осмотра и ремонта ходовых частей, увеличить расстояния между сливными приборами и между горловинами люка, что облегчает процесс промывки котла.
Одиако в этой конструкции необходимо так регламентировать силы трения в опорах кузова на тележки, чтобы обеспечить свободу их взаимного поворота при самых неблагоприятных условиях, а также предотвратить значительные перегрузки и разгрузки двухосных тележек при движении по вертикальным неровностям пути, т. е. посредством специального распределительного устройства выполнять функции балансира, свойственные соединительной балке.
Испытания опытных образцов восьмиосных цистерн и полувагонов с опорами кузова на скользуны двухосных тележек показали, что указанные задачи решаются удовлетворительно, поэтому такие конструкции являются перспективными.
На Байкало-Амурской магистрали (БАМ) и на некоторых других направлениях целесообразно транспортировать нефть и нефтепродукты в маршрутных поездах массой до 10 000 т, что при ограниченной длине станционных путей можно реализовать, лишь используя цистерны с большой погонной нагрузкой. В поездах такой массы в условиях БАМ и некоторых других дорог, характеризующихся значительным числом крутых кривых, подъемов и спусков, возникают большие продольные силы, при которых устойчивость четырехосных вагонов от выжимания из состава обеспечить крайне трудно. Учитывая также большую экономическую эффективность восьмиосных конструкций по сравнению с четырехосными и шестиосными [5], а также указанные в главе II преимущества габаритов Т и Тц, следует считать более целесообразным типом вагонов для рассматриваемых условий и на перспективу для всей сети дорог восьмиосную цистерну таких габаритов.
Разработанная объединением «Ждановтяжмаш» в содружестве с МИИТ и ВНИИЖТ безрамная конструкция цистерны габарита Тц (рис. XII.4) имеет котел с внутренним диаметром 3400 мм, составленный из нижнего листа толщиной 12 мм, верхних и боковых листов 9 мм и днищ 12 мм. Котел подкреплен десятью шпангоутами, из которых по три размещены в опорных зонах, а остальные — в средней части. Увеличенное число шпангоутов обусловлено большим диаметром котла по сравнению с описанной выше цистерной габарита 1-Т. Цистерна с внутренним диаметром 3400 мм по сравнению с конструкцией, у которой он равен 3400 мм, имеет погонную нагрузку на 26% больше, а приведенные затраты при этом могут сократиться на 9%.
Цистерна для БАМ спроектирована грузоподъемностью 125 т, с тарой 51 т, полным объемом котла 159 м3, осевой нагрузкой 216 кН (22 тс) и погонной 9,42 т/м. Вследствие меньшей длины котла цистерна в отличие от описанных выше восьмиосных конструкций оборудована одним сливным прибором и одним верхним люком.
Четырехосная цистерна грузоподъемностью 60 т (рис. XII.5) имеет котел полезным объемом 71,7 м3 и общим 73,1 м3. Внутренний диаметр котла 3000 мм, толщина броневого листа 11 мм, 345
Рис. XII.5. Четырехосная цистерна с объемом котла 71,7 м3
верхних и боковых листов 9 мм, днищ 10 мм. Все листы и днища соединены стыковыми швами. Тара цистерны составляет 23,2 т. Этому вагону присвоен государственный Знак качества.
Крепление котла на раме осуществляется в средних и концевых его частях. Фасонные лапы 2 (рис. XI 1.6, а), приваренные к средней части броневого листа /, соединены точеными болтами <3 с опорными планками 4, которые приварены к хребтовой балке 5 рамы. Такая связь препятствует сдвигам котла относительно рамы. Болтовое соединение предусмотрено для удобства ремонта, когда необходимо отделять котел от рамы.
По концам котел опирается на деревянные брусья 8 и 10 (см. узел /), укрепленные посредством желобов 11, болтов с гайками 9 и диафрагм 12 на шкворневых и хребтовой балках рамы.
Концевые части котла, лежащие свободно на крайних опорах, могут иметь продольные смещения относительно рамы при деформациях, вызванных разностью температур, возникающей, например, при наливе в цистерну горячего груза или в случае действия других факторов.
К крайним опорам котел притянут стяжными хомута м и 6 (рис. XI 1.6, б), предназначенными для предотвращения вертикальных и поперечных его перемещений относительно рамы. Длину стяжных хомутов регулируют муфтами 7 (см. узел II). Натяжением хомутов стремятся предотвратить вибрацию котла.
Для обеспечения прочности опорных зон котла необходимо равномерно распределять нагрузку на опорные брусья. С этой же целью стремятся увеличить площадь опоры, угол обхвата опорой цилиндрической части котла и расстояние от опоры до других мест концентрации напряжений в котле.
Особенностью конструкции рам цистерн тележечных вагонов является то, что их продольные балки почти не участвуют в воспринятии основных вертикальных нагрузок. Это объясняется большой жесткостью котла по сравнению с жесткостью продольных балок рамы, вследствие чего почти-вся нагрузка от котла передается на крайние его опоры, а от них — на тележки.
Шкворневые балки рамы нагружены вертикальными силами, и при приложении к их концам усилий, необходимых, например, для подъема кузова, в этих балках могут возникнуть значительные напряжения. Хребтовая балка рамы подвержена главным образом действию ударно-тяговых (продольных) усилий. Для повышения прочности и улучшения технологии изготовления ее целесообразно выполнять из двух усиленных зетов высотой 310 мм. 346
77

£
Рис. XII.7. Рама четырехосной цистерны
347
В связи с завершением перевода грузовых вагонов железных дорог СССР на автосцепку и снятием буферов продольные усилия воспринимаются преимущественно хребтовой балкой, в результате чего отпала необходимость в боковых балках рамы, а также в мощных концевых (буферных) балках. Поэтому рама рассматриваемой цистерны (рис. XII. 7) имеет облегченные концевые и боковые балки, причем последние сохранены лишь в консольных частях рамы. Отсутствуют также промежуточные поперечные балки. В результате такого видоизменения масса рамы существенно снижена (на 1,4 т) по сравнению с рамой цистерны, на которой имелись буфера.
Цистерна оборудована наружными и внутренней лестницами с площадками у колпака (см. рис. XII. 5), универсальным сливным прибором и предохранительно-впускным клапаном, устройство которых описано ниже. Для обеспечения полного слива груза броневой лист выгнут так, что имеется уклон от днищ к сливному прибору.
Котел цистерны окрашен в светло-желтый (палевый) цвет, в верхнем правом углу с каждой стороны цилиндрической части котла имеется надпись «Бензин».
В последние годы четырехосные цистерны строят с увеличенной базой (7,8 м вместо 7,12 м) и сокращенными консолями (1,5 м вместо 1,8 м). Это изменение улучшает динамические качества вагона и повышает безопасность движения поездов.
Для перевозки бензина спроектирована четырехосная цистерна с удельным объемом котла 1,4 м3/т, вписанная в габарит 02-Т, что позволяет эксплуатировать ее не только в Советском Союзе, но и за его пределами. Грузоподъемность этой цистерны 62 т, тара 25,4 т, осевая нагрузка 215 кН, погонная нагрузка 6,4 т/м.
Рассматриваемые конструкции цистерн имеют важные технико-экономические преимущества по сравнению с строившимися ранее цистернами объемом 25, 50 и 60 м3 [8, с. 353—356; 36, с. 226—228 и 251—253].
XI 1.3. Специальные цистерны
Перевозка мазутов, смазочных масел и других высоковязких грузов в цистернах общего назначения связана со значительными трудностями их выгрузки из котлов. Для облегчения слива таких грузов созданы цистерны с наружной подогревательной рубашкой (кожухом).
Рубашка 1 (рис. XII.8) расположена в нижней части котла. Она образуется стенками котла и наружным листом, которые связаны между собой каркасом из углового проката. Поверхность обогрева цистерны грузоподъемностью 63,5 т составляет 40 м2, тара вагона 24,2 т.
Для подогрева груза подается пар в рубашку через штуцер кожуха сливного прибора 2, а выход пара или конденсата происходит через два патруб-
Рис. XII.8, Цистерна для перевозки высоковязких грузов
348
Рис. XII.9. Бункерный полувагон
ка, расположенных по концам котла. Сливной прибор этой цистерны вместо резинового уплотнительного кольца клапана (см. п. XII.4) имеет медное кольцо, что обусловлено высокой температурой наливаемого в котел груза и большой его вязкостью.
Достоинствами таких цистерн являются: значительное сокращение времени слива; устранение обводнения груза, происходящего при разогреве подводимым непосредственно к нему острым паром; уменьшение расхода пара. К недостаткам можно отнести увеличение тары (на 1 т), вызванное устройством рубашки, которая используется только при сливе высоковязких грузов.
Цистернам для перевозки вязких нефтепродуктов присвоен государственный Знак качества.
Для перевозки битума применялись цистерны с мощной наружной изоляцией котла и расположенными внутри него змеевиками для разогрева застывшего битума. Однако частые повреждения этих змеевиков вызывали большие трудности при выгрузке битума. Поэтому инженер А.А. Скорбящинский предложил бункерные полувагоны (рис. XI 1.9), у которых расположенные на платформе бункера имеют двойные стенки для подвода пара и могут поворачиваться (опрокидываться). При выгрузке пар подплавляет битум, прилегающий к стенкам бункера, который после опрокидывания освобождается от груза. Опрокидывание загруженного бункера облегчается тем, что его центр тяжести расположен выше опорных поверхностей; у порожнего бункера центр тяжести находится ниже его опор, и это способствует возвращению бункера в исходное положение. Недостатком бункерных полувагонов является высокий по сравнению е цистернами коэффициент тары (0,8).
Цистерны для перевозки молока отличаются мощной наружной изоляцией котла, который изготовляется из нержавеющей стали, алюминиевых сплавов или из углеродистой стали с внутренним покрытием, обеспечивающим сохранение высокого качества молока.
Например, котел молочной цистерны, изображенный на рис. XII. 10, изготовлен из алюминиевого сплава марки АДО (ГОСТ 4784—74). Котел состоит из трех секций, что позволяет заполнить цистерну молоком трех раз-349
2000
2500
Рис. XII. 10. Цистерна для перевозки молока
личных отправителей или разного качества. Каждая секция оборудована крышкой люка с резиновым уплотнителем, трубой для налива груза, краном для выпуска воздуха, вытесняемого при наливе, указателем уровня налива молока поплавкового типа, сливным прибором с трубами, выходящими на обе стороны цистерны и закрываемыми заглушками.
Котел изолирован слоем стекловолокна толщиной 300 мм,обвернутым стеклотканью и защищенным снаружи от механических повреждений стальным кожухом. Кожух выкрашен в цвет слоновой кости, а его нижняя часть— темно-синей краской; с обеих сторон котла имеется надпись «Молоко». Грузоподъемность цистерны составляет 31,2 т, тара 23,3 т, объем котла 30,2 м3.
Рис. XII.11. Цистерна для перевозки винопродуктов
350
Цистерны для перевозки молока с котлом из нержавеющей стали отличаются от описанной большей тарой и меньшей грузоподъемностью 18, с. 358—359].
Цистерны для перевозки молока по сравнению с изометрическими вагонами, в которых молоко перевозится в бидонах, имеют меньший коэффициент тары, лучшее использование грузоподъемности вагона, позволяют уменьшить продолжительность и трудоемкость погрузки и выгрузки, а закрытый способ налива и слива обеспечивает лучшее качество молока.
В связи с повышенной взрывоопасностью спиртов, обусловленной их высокой испаряемостью и низкой температурой вспышки, предусмотрены специальные спиртовые цистерны. Они отличаются увеличенным удельным объемом (1,21 м3/т) и возможностью объемного расширения спирта за счет неполного заполнения котла. Грузоподъемность цистерны 59 т, тара 23,2 т.
Для перевозки винопродуктов (спиртов, коньяков и некоторых сортов вин) предназначена цистерна (рис. XII. И) с котлом из двухслойной стали ВСтЗсп2~г12Х18Н10Т. Налив производится через люк колпака 3, а слив — через нижний сливной прибор 2. Котел 4 снабжен наружной изоляцией 5 толщиной 250 мм из стекловолокна. Вокруг колпака 3 расположен изоляционный колпак 1 с крышкой, а под сливным прибором— изоляционная крышка. Котел оборудован предохранительно-впускным клапаном. В изоляционном колпаке размещается специальный торцовый ключ, посредством которого открывается и закрывается клапан сливного прибора. Объем котла составляет 54, 7 м3, грузоподъемность вагона 57,3 т, тара 27 т. Другие сорта вин перевозят в цистерне с котлом из углеродистой стали, имеющим внутреннее покрытие (грунт ХС-04 и пищевой лак). Кроме обычного люка, предусмотрен люк для технологических целей. Толщина изоляции составляет 100 мм. Объем котла 61,2 м3, грузоподъемность цистерны 57,5 т, тара 26,4 т.
Цистерна для перевозки патоки имеет котел с наружной подогревательной рубашкой, расположенной внизу между крайними опорами котла. Объем котла 46 м3, грузоподъемность вагона 62 т, тара 22,3 т.
Цистерна для перевозки пасты сульфанола (рис. XII. 12) имеет котел с изоляцией 2 толщиной 100 мм и змеевиком 3, используемым для подогрева груза. Трубы змеевика изготовлены из нержавеющей стали. Подогрев производят паром под давлением до 0,6 МПа. Для ускорения слива груза осуществляют его перемешивание путем соединения сливного прибора 4 с патрубком 1. Грузоподъемность цистерны 53,7 т, тара 27,2, объем котла 61 м3.
Рис. XII.12. Цистерна для перевозки пасты сульфанола
351
Рис. XII.13. Цистерна для перевозки улучшенной серной кислоты
Для перевозки кислот и некоторых других продуктов химической промышленности требуются цистерны с котлом и его арматурой, изготовленными из материалов, сохраняющих качество перевозимых грузов и стойких против их разрушающего воздействия. Такие цистерны отличаются также специальными устройствами для налива и слива, а иногда и для защиты рамы и других частей вагона от возможного разбрызгивания кислот. В связи с повышенной опасностью перевозки кислот (могут вызвать ожоги обслуживающего персонала, взрывы, интенсивную коррозию металла и т. п.) в числе мер, определяемых специальными правилами, преду сматривается окраска кислотных цистерн, резко отличающаяся от окраски других вагонов: вдоль котла цистерны имеются полосы шириной 0,5 м с обеих сторон цилиндрической части и крути на днищах, на которых указано назначение цистерны и опасность груза. Кислотные цистерны отличаются от цистерн общего назначения меньшим объемом котла из-за большой плотности кислот по сравнению с нефтепродуктами.
Цистерна для перевозки серной кислоты имеет стальной котел, сливо-наливную трубу, патрубок с заглушкой для отбора проб, штуцер для установки манометра и предохранительно-впускной клапан. Для обеспечения полного слива груза нижний лист котла выполнен с уклоном в сторону поддона сливо-наливной трубы, размещенной в середине котла. В предшествующих конструкциях таких цистерн котел располагался с уклоном в одну сторону, колпак и сливо-наливная труба находились в пониженной части котла.
Из-за большой плотности серной кислоты объем котла, заполняемый грузом, составляет 32 м3 при грузоподъемности 60 т; внутренний диаметр котла равен 2 м, тара вагона 20,9 т.
Чтобы предотвратить повышение содержания железа в улучшенной серной кислоте, котел цистерны (рис. XII. 13) изготовляют из двухслойной стали 20К+ЮХ17Н13Л42Т. Применение для котла двухслойной стали с толщиной плакирующего слоя 2—3 мм обеспечивает значительную экономию нержавеющей стали по сравнению с котлом, полностью изготовленным из этого дорогостоящего материала. Грузоподъемность вагона 63 т, тара 20,2 т, внутренний диаметр котла 12,2м3, объем котла 34,2м3.
В такой цистерне можно также перевозить уксусную кислоту. Цистерна удостоена государственного Знака качества.
352
Ц и ( отличаете тельной । высоковя Знак кач<
Цис имеет ста. в зоне лк на госуда
Цис котел с м подогреве сальным государст
Цис КИСЛО' паком 3 ( ра проб I цер 4 для тормоза и рены пре; использук
12 Зак. 1752
Рис. XII.14. Цистерна для перевозки олеума
Цистерна для перевозки олеума (рис. XII. 14) отличается от сернокислотной наружной изоляцией котла или подогревательной рубашкой, выполненной, как на описанных выше цистернах для высоковязких грузов. Этой конструкции также присвоен государственный Знак качества.
Цистерна для перевозки соляной кислоты имеет стальной котел, внутренняя поверхность которого, а также наружная в зоне люка-лаза покрыта слоем резины (гуммирована). Цистерна удостоена государственного Знака качества.
Цистерна для перевозки фенола имеет стальной котел с металлизированной цинком внутренней поверхностью и наружным подогревательным кожухом (рубашкой). Цистерна оборудована универсальным сливным прибором, описанным ниже. Таким цистернам присвоен государственный Знак качества.
Цистерна для перевозки крепкой азотной кислоты (98%) имеет котел из алюминиевого сплава марки AI с колпаком 3 (рис. XII. 15), на крышке которого размещен штуцер 1 для отбора проб и предохранительно-впускной клапан 2. Котел имеет также штуцер 4 для крепления наливо-сливной трубы 7. Для защиты рамы, деталей тормоза и других частей цистерны от случайно пролитой кислоты предусмотрены предохранительные щиты 6, а для нейтрализации пролитой кислоты используют известь, помещенную в ящике 5. Изготовление котла из более
Рис. XI 1.15. Цистерна для перевозки крепкой азотной кислоты
12 Зак. 1752
353
прочного алюминиевого сплава (например, марки АМгЗ) позволяет снизить тару и увеличить грузоиодьемность этой цистерны.
Цистерна для перевозки стабой азотной кислоты (до 58%) отличается от вышеописанной котлом, выполненным из нержавеющей стали марки 12XI8H10T (ГОСТ 5632—72). Этим цистернам присвоен государственный Знак качества.
Цистерны для перевозки концентрированной фосфорной кислоты строятся объединением «Ждановтяжмаш» совместно с фирмой «Фридрих Уде» (ФРГ). Эта восьмиосная безрамная цистерна (рис. XII. 16) имеет грузоподъемность 120 т, тару 53,5 т, объем котла 62 м3. Внутренний диаметр котла равен 2315 мм, а его общая длина 15 700 мм.
Котел снабжен наружной изоляцией из пенополиуретана толщиной 180 мм, защищенной снаружи кожухом. Особенностью конструкции цистерны является участие каркаса кожуха (продольных и дугообразных элементов, расположенных в нижней части котла) в воспринятии основных нагрузок вагона. Это наряду с малым диаметром котла и применением стали повышенной прочности позвочило уменьшить толщину стенок цилиндрической части до 7 мм.
Из-за высокой агрессивности фосфорной кислоты котел цистерны внутри покрыт защитным слоем резины. Для обеспечения полного стива груза котел выгнут к середине. Большее расстояние от концевой балки опоры котла до его днища (1140 мм) обусловлено ограничением погонной нагрузки вагона величиной 9 т/м.
Сжиженные газы перевозятся при большом давлении, поэтому изготовление и эксплуатация газовых цистерн регламентируются специальными правилами Госгортехнадзора. Для защиты от нагрева солнечными лучами применяют кожуха, окрашенные в светлый цвет и расположенные над верхней частью котла (рис. XII. 17). Большое давление газа внутри котла обусловливает значительную толщину стенок последнего. Налив и слив в газовых цистернах осуществ тяются через вертикально расположенные трубы, укрепленные внизу в поддоне, предназначенном для обеспечения полной разгрузки.
Котлы газовых цистерн снабжены яркими отличительными полосами на цилиндрической части и кругами на днищах. Например, полосы шириной 0,3 м красного цвета имеют цистерны для перевозки пропана, желтого— аммиака, серо-зеленого — хлора и т. п.
‘Объединением «Ждановтяжмаш» разработана конструкция восьмиосной цистерны для перевозки аммиака (рис. XII. 18) грузоподъемностью 92 т, с тарой 84 т, объемом котла 162 м3, рассчитанная на рабочее давление в котле 2 МПа.
В США и ФРГ имеются цистерны, предназначенные для перевозки глу бокоохлаж-даемого до 77 К (— 196° С) этилена, сжиженного углекислого газа и кислорода. Котел такой цистерны состоит из наружного и внутреннего резервуаров, из которых первый изготовлен из хромоникелевой стали, а второй — из углеродистой. В пространстве между этими резервуарами создается глубокий вакуум, позволяющий ограничить толщину такой «вакуумной изоляции» 200 мм.
В Советском Союзе разработана конструкция цистерны для перевозки жидкого углекислого газа. Внутренний резервуар, в котором размещается груз, изготовлен из стальных листов толщиной 24 мм,а наружный — толщиной 14 мм. Пространство между этими резервуарами заполнено термоизоляционным порошком и свакуумировано до давления 25—65 Па. Внутренний резервуар имеет волнорезы и змеевик-подогреватель; он установлен на четыре текстолитовые опоры и крепится к наружному? резервуару цепной подвеской. Крепление наружного резервуара на раме — обычное для четырехосной цистерны. На концевой части рамы размещен арматурный шкаф, в котором расположены трубопроводы для налива и слива груза, предохранительные устройства, контрольно-измерительные приборы и органы управления.
Грузоподъемность цистерны 37 т, тара 5о т. Температура груза при заполнении цистерны составляет — 45° С , а наибольш е расчетное давление, равное 2,0—2,3 МПа, создается при — 20° С. На это давление отрегулированы предохранительные клапаны. При повышении давления груза на 0,012 МПа в сутки, что возможно при наружной температуре 20—25° С, клапаны срабатывают через 90 суток после налива.
Цистерна для перевозки цемента (рис. XII. 19) отличается тем, что для облегчения выгрузки цемент взрыхляют сжатым воздухом. Сжатый воздух с избыточным давлением 0,2 МПа подводят к желобам (аэролоткам) 1 и шлангу, присоединенному к разгрузочному устройст-354
1
Рис. XII.16. Цистерна для перевозки концентрированной фосфорной кислоты
Рис. XII.17. Цистерна с теневым кожухом для перевозки сжиженных газов
Рис. XII.18. Опытный образец восьмиосной цистерны для перевозки сжиженного аммиака
12*
355
Рис. XII.19. Котел цистерны для перевозки це-
ву 2. Для лучшего подвода цемента к разгрузочному устройству предназначены рассекатели 4 и боковые откосы 3. Труба 6 используется для выравнивания давления воздуха в загруженной цементом верхней части котла и в подоткосном пространстве.
Цемент загружают через люк диаметром 400 мм, расположенный на крышке колпака 7. При общем объеме котла 62.3 м3 полезный объем (заполняемый цементом) составляет 53,7 м3. Выгрузка
мента	может осуществляться на лю-
бую сторону вагона. Цистерна оборудована предохранительным клапаном, отрегулированным на 0,22 МПа, и двумя штуцерами 5 для слива конденсата из подоткосного пространства. Пропускная способность предохранительного клапана рассчи-
тана на производительность источника сжатого воздуха.
Герметичный способ загрузки и выгрузки цемента сохраняет здоровье обслуживающего персонала и предохраняет груз от распыления.
Цистерна для перевозки глинозема (рис. XII. 20), являющегося сырьем для алюминиевой промышленности, отличается от описанной выше восьмиосной цистерны для бензина отсутствием шпангоутов в средней части котла. Это обусловлено спецификой сыпучего груза. Система выгрузки, как и в цистерне для перевозки цемента, основана на принципе «псевдосжижения» груза в потоке сжатого воздуха. В верхней части котла предусмотрено пять горловин для загрузки, закрываемых крышками. Выгрузка производится через два люка. Грузоподъемность вагона 119 т, тара 52,7 т, полезный объем котла 129,7 м3.
Цистерна для перевозки кальцинированной соды (рис. XII.21) характеризуется большим объемом котла 1 (общий объем 101 м3, полезный 84 м3, грузоподъемность 54 т). Она устроена подоб
но цистерне для перевозки цемента, отличаясь от нее увеличенным количеством загрузочных 2 и разгрузочных 3 патрубков, а также аэролотков и деталей воздушной коммуникации 4.
Дальнейшее усовершенствование цистерн для сыпучих грузов осуществлено в конструкциях с двухсекционным котлом, например вцистерне для пере-
Рис. XII.20. Восьмиосная цистерна для перевозки глинозема
356
UCSO
Рис. XI1.21. Цистерна для перевозки кальцинированной соды
возки поливинилхлорида (рис. XII.22). Для лучшей выгрузки груза секции расположены наклонно. Грузоподъемность такой цистерны 55,5 т, тара 30 т, полезный объем котла 92,2 м3.
Два цилиндрических наклонно расположенных котла имеет и цистерна Британских железных дорог, предназначенная для перевозки цемента (рис. XII.23). Котлы изготовлены из алюминиевого сплава, в результате чего тара цистерны составляет 22,3 т при грузоподъемности 77,7 т и общем объеме котла 73,6 м3. Пневматический способ выгрузки осуществляется при давлении воздуха в котлах 0,17 МПа, а гравитационный — при аэрации груза под давлением 0.014 МПа.
Ускорение выгрузки достигается также в цистернах с поднимающимся котлом, который может занимать наклонное положение 1104].
Для обеспечения перевозок продукции химической промышленности созданы и другие типы специальных цистерн. Например, цистерна для транспортировки желтого фосфора, удостоенная государственного Знака качества, имеет кожух для подогрева и охлаждения груза, причем фосфор в котле находится под слоем жидкости с низкой температурой замерзания. Котел изготовлен из двухслойной стали ВСтЗсп2 + 12Х18Н10Т.
Цистерна для перевозки жидкой серы (рис. XII.24) оборудована электрическими нагревателями 2. расположенными между стенками котла и наружной изоляцией / Котел цистерны с внутренним диаметром 2000 мм изготовлен из листов двухслойной стали ВСтЗсп2+ 12Х I8H ЮТ. Объем котла 31,8 и3, грузоподъемность вагона 56,6 т, тара 24.7 т. Выплавленную серу заливают в котел с температурой 423 К (150° С). Изоляция котла толщиной 200 мм из материалов СТВ и МРТ-35 рассчитана на сохранение серы в жидком состоянии в течение четырех суток при температуре наружного воздуха 248 К (— 25° С). Застывшую серу перед сливом разогревают до температуры 393 К электронагревателям!!, мощность которых составляет 96 кВт. Питание электрическим током осуществляется от стационарных источников в пунктах слива.
Рис. Х11.22. Цистерна для перевозки поливинилхлорида с наклонными секциями котла
3 57
Рис. X1I.23. Цистерна для перевозки цемента Британских железных дорог
Для верхнего слива груза через трубу, размещенную в котле, создают избыточное давление 0,1—0,15 МПа, или используют сифон, или откачивают серу насосами. В связи с повышенной опасностью обслуживание таких цистерн регламентировано специальными правилами.
Цистерна для перевозки жидкого пека (рис. XII.25) имеет грузоподъемность 60 т, тару 27,5 т, полезный объем котла 51,7 м®. По конструкции подобна цистерне для перевозки жидкой серы и отличается от нее лишь материалом котла (сталь марки 09Г2С). Котел с изоляцией рассчитан на температуру груза 573 К. При температуре наружного воздуха 243 К пек сохраняется в жидком состоянии без дополнительного подогрева в течение пяти суток. Система электрообогрева позволяет нагревать пек до 453 К. Потребляемая электронагревателями мощность равна 90 кВт. Цистерне присвоен государственный Знак качества.
Разновидностью вагонов, предназначенных для транспортировки легкозатвердева-ющих грузов, является цистерна для перевозки капролактама (рис. XII.26). Ее особенностью является наличие системы обогрева горячей водой, которая имеет кожух, охватывающий нижнюю половину котла, и отдельное устройство для обогрева сливной трубы и арматуры, находящейся в горловине люка. Нагревательные устройства вместе с котлом закрыты с наружной стороны теплоизоляцией. Котел изготовлен из стали марки 08Х22Н6Т (ГОСТ 7350—77). Грузоподъемность вагона 50 т, полезный объем 49,5 м3, тара 26,8 т. Цистерне присвоен государствен тый Знак качества.
Дальнейшее совершенствование специальных цистерн, как и цистерн общего назначения, может быть достигнуто путем увеличения их грузоподъемности, осности, перехода к безрамным конструкциям, применения новых материалов. Перспективы развития цистерн аналогичны описанным в п. XI.9 для грузовых вагонов.
Безрамные цистерны в предвоенные годы получили распространение на железных дорогах Германии, в последнее время такие вагоны применяются и в США [104].
Рис. Х11.24. Цистерна для перевозки жидкой серы
358
Рис. \П.2о. Цистерна для перевозки жидкого пека
Рис. XII.26. Цистерна для перевозки капролактама
3
Рис. XII.27. Восьмиссная цистерна американской постройки
359

Рис. XI1.28. Цистерна с котлом из стеклопластика
На рис. XII 27 показана оригинальная конструкция восьмиосной безрамной цистерны американской конструкции. Средняя часть котла представляет собой соединенные вместе две цилиндрические оболочки, причем в месте их стыка приварен горизонтальный лист, расположенный внутри котла. Такая форма котла позволяет полнее использовать возможности габарита подвижного состава1 *.
На соединительной балке четырехосной тележки размещено автосцепное устройство. Наливо-сливными приборами, расположенными в нижней части котла, управляют снизу. На верху котла установлены предохранительные клапаны.
Объем котла равен 189 м3, в нем размещается 91 т сжиженного нефтяного газа или 109 т безводного аммония. Общая длина цистерны 27,73 м, тара 79,4 т. Большой коэффициент тары является недостатком этой конструкции.
Хорошее использование габарита подвижного состава достигается также в американских безрамных цистернах с котлами, имеющими цилиндрическую центральную часть и конические концевые части. Аналогичные цистерны эксплуатируются и в Бразилии.
Возможность и целесообразность котлов конической формы изучалась в объединении «Ждановтяжмаш» и в МИИТ. У станов тено, что при этом усложняется технология изготовления цистерны, но лучше решается задача полного слива жидкого груза (увеличение уклона от днищ к сливному прибору достигается без роста напряжений в броневом листе) и уменьшаются напряжения в наиболее нагруженных зонах котла.
В США имеются восьмиосиые цистерны и с большим объемом котла (227 м3), а также и с меньшим (105 и 176 м3), но с большей грузоподъемностью (181 т), снабженные пробковой изоляцией котла [8, с. 368].
Восьмиосные цистерны, как и иные типы восьмиосных вагонов, в последние годы получают распространение и в других странах [104].
На рис. XII.28 показана цистерна с котлом из стеклопластика американской постройки. Котел объемом 85 м3 имеет толщину стенок 9,5 мм, длину 16 810 мм, внутренний диаметр в средней части 2616 мм, а по концам 2540 мм. Гладкая внутренняя поверхность котла позволяет легко очищать ее от остатков перевозимых грузов Цистерна имеет грузоподъемность 99,9 т и тару 23,6 т, что на 9 т меньше, чем у однотипной цистерны со стальным котлом. Другая конструкция с котлом из стеклопластика такого же объема имеет тару 26 т.
В США изготовлена партия цистерн для перевозки вина с объемом котла 75,6 и3 и грузоподъемностью 68 т. Внутри котел облицован пластиком. Броневой лист имеет уклон 1 : 96 к середине.
В 1964 г. Калининским заводом пластмасс изготовлена опытная цистерна с котлом из стеклопластика, имеющим объем 25 м3 и толщину стенок 10 мм.
Исследования, проводимые в Советском Союзе, показывают, что применение стеклопластика для изготовления котла позволяет снизить тару четырехосной цистерны на 5,5 т и соответственно увеличить ее грузоподъемность. Однако сложность изготовления и высокая строительная стоимость цистерн с котлами из стеклопластика, обладающих необходимой прочностью и жесткостью, сдерживает широкое применение таких конструкций.
1 Идея размещения нижней части котла между ходовыми частями вагона осу
щсствлялась и в отечественных конструкциях цистерн системы Кубасова [54, с. 66—67].
360
С чиват
П| незав! новно
IL верхне
Нс цессе '
пользу пр пр тия пр мотра 1 ми
В ЗИМгН во и нижн
Из удовлет Бойчевс наченит
Вер ком, ра; чен в стс выточку стойкой мещатьс ле 17 kj затвора и шпиль
Кла ный зат1 которое мается к рого npoi чается п< откидная конечник цевая ру< КИ — СТО1 В поел винта, в f
Нако плечиком, гих присп окружен зоны клат и некоторс для подвод рубок 23 с
Чтобы чивают скс этих детал! рамы или 1
XI 1.4. Сливные приборы и предохранительные клапаны
Сливной прибор цистерн общего назначения должен обеспечивать:
полную герметичность основного затвора и наличие дополнительного независимого затвора, предотвращающего течь груза при неисправном основном затворе;
плотность закрытия затворов даже при попадании на их рабочие поверхности твердых частиц, загрязнений и т. п.;
надежную работу прибора при вибрациях и ударах, возникающих в процессе эксплуатации цистерн;
стойкость против воздействия перевозшчых грузов и материалов, используемых при очистке цистерн;
простоту конструкции, легкость изготовления, минимальную массу;
простоту и легкость обслуживания и ремонта, возможность закрытия прибора во время слива, возможность длительной эксплуатации без осмотра и ремонта;
минимальное время слива грузов, в том числе высоковязких, особенно в зимнее время;
возможность механизированного слива груза (с помощью насосов) и нижнего налива (через сливной прибор).
Из существующих конструкций в наибольшей мере этим требованиям удовлетворяет сливной прибор, предложенный Л. А. Шадуром, О. Г. Бойчевским и Л. С. Сигиным, которым оборудуются цистерны общего назначения.
Верхний конец штанги этого прибора, снабженный откидным воротком, размещен в колпаке, а ее нижний резьбовой конец 9 (рис. XII. 29) ввинчен в стойку 10. Внизу штанга соединена болтами 11, входящими в кольцевую выточку на ней, с клапаном 8, имеющим верхние перья 12, направляемые стойкой 10. Такое соединение при вращении штанги позволяет клапану перемещаться вверх и вниз, препятствуя его повороту. Для центрирования в седле 17 клапан снабжен нижними перьями 13, а дтя обеспечения плотности затвора — резиновым кольцом 18, укрепленным прижимным кольцом 19 и шпильками с гайками 20.
Клапан является основным затвором сливного прибора. Дополнительный затвор состоит из крышки 3 с резиновым уплотнительным кольцом 5, которое прикрепляется к крышке кольцом 2 и болтами 21. Крышка прижимается к наконечнику корпуса 6 винтом 1, через кольцевую выточку которого пропущены болты 15, соединяющие винте крышкой. Здесь также исключается поворот крышки при вращении винта. Опорой для винта является откидная скоба 4, подвешенная на валиках 14, которые укреплены на наконечнике корпуса 6. Для удобства вращения винта предусмотрена кольцевая ручка, а для предотвращения самопроизвольного открывания крышки — стопорная гайка с рукояткой 16.
В последнее время кольцевую ручку заменили отверстием в наконечнике винта, в которое при сливе вставляют вороток.
Наконечник корпуса имеет шаровую форму с опорным кольцевым заплечиком, предусмотренным для удобства присоединения рукавов или других приспособлений в пунктах слива и налива. Корпус сливного прибора окружен парообогревательным кожухом 7, используемым для разогрева зоны клапана при замерзании воды, иногда скапливающейся внизу котла, и некоторого подогрева груза в этой зоне. Патрубки 22 и 23 предусмотрены для подвода пара и удаления конденсата из обогревательного кожуха. Патрубок 23 снабжен навинчивающейся на его конец заглушкой.
Чтобы открыть сливной прибор, отворачивают винт 1 и затем поворачивают скобу 4 вместе с крышкой 3 и винтом 1, фиксируя такое положение этих деталей навешиванием скобы на крюк, приваренный к хребтовой балке рамы или к котлу безрамной цистерны (см. изображение штрихпунктирными 361
линиями, показанное справа на рис. XII.29). После этого, открыв крышку горловины люка (колпака), посредством рукоятки вращают штангу 9, в результате чего клапан 8 отходит от седла 17, поднимаясь вверх.
Закрытие сливного прибора осуществляется в обратной последовательности .
Важнейшей особенностью универсального сливного прибора является наличие резиновых уплотнений клапана и крышки, которые обеспечивают надежную герметичность обоих затворов. Металлические уплотняющие поверхности, имеющиеся в прежних конструкциях сливных приборов, даже при выполнении их самопритирающимися, не обеспечивают необходимой герметичности, что приводит к течи груза, крайне опасной в пожарном отношении, особенно при перевозке бензина, лигроина и других светлых нефтепродуктов. Этим обусловливалось указанное выше разделение парка цистерн общего назначения.
Резиновые уплотнительные кольца клапана и крышки изготовляют из бензино-маслостойкой резины повышенной морозостойкости (группы 9, марки 4327 по ТУ 1166—58МХП).
От прежних конструкций сливных приборов [10, с. 477—480] универсальный прибор отличается увеличенным диаметром сливного отверстия
Рис. XII.29. Универсальный сливной прибор
362
(200 мм вместо 160—165 мм). Наряду с устройством парообогревательного кожуха это позволяет сократить время слива груза, особенно в зимнее время.
Технические требования к универсальному сливному прибору регламентированы ГОСТ 9273—70.
Ведутся работы по созданию сливных приборов с нижним управлением [24, 1041. Опытные образцы изготовлены объединением «Ждановтяжмаш».
Избыточное и пониженное (вакуум) давление в котле создает опасность для его прочности и устойчивости. Поэтому котлы цистерн оборудуют предохранительными п впускными (вакуумными) клапанами или объединенным предохранительно-впускным клапаном.
Корпус 1 (рис. XII.30) предохранительно-впускного клапана укреплен в верхней части котла. При давлении в котле, превышающем то, на которое отрегулирована пружина 6 (в цистернах общего назначения 0,15 МПа, в кислотных 0,25 — 0,3 МПа), ее сопротивление преодолевается, и клапан 3, имеющий направляющую втулку 5, поднимается вверх, открывая выход газа в атмосферу. При снижении давления в котле (в цистернах общего назначения на 0,02 МПа, в специальных на 0,01—0,03 МПа) сжимается пружина 2, клапан 4 опускается и воздух входит в котел. Предохранительно-впускной клапан имеет две пломбы.
ХП.5. Расчет котла цистерны
Рис.	XI 1.30.	Предохранительно-
впускной клапан
На котел цистерны действуют следующие нагрузки.
1.	Внутреннее давление, возникающее:
а)	вследствие налива и испарения жидкого груза или заполнения котла грузом с избыточным давлением (например, в цистернах для сжиженных газов). Наибольшая величина такого давления определяется по регулировке предохранительных клапанов;
б)	в результате гидравлических ударов жидкости, обусловленных продольными силами инерции. При равномерном распределении продольной силы инерции Та на вертикальную проекцию днища, перпендикулярную продольной оси котла, внутреннее давление составляет
л/?ч2 ’
(XII. 1)
где — радиус цилиндрической части котла;
Т^Т
Рбр
(XII.2)
363
Т — продольная нагрузка для I и III расчетных режимов (см. главу IV);
PrV — вес груза в котле;
Рбр — вес брутто цистерны;
в)	при испытании котла ps.
Давление р3 возникает при отсутствии рх и р2, поэтому расчетной величиной является рг + р2 или ps. Согласно нормам расчета вагонов на прочность ps р1 + р2. Следует учитывать, что давление р2 достигает своего значения, выраженного формулой (XII. 1), только вблизи днища, воспринимающего силу инерции Тц. Убывание этого давления по длине котла согласно нормам расчета вагонов на прочность принимают по линейному закону до нуля у противоположного днища. Поскольку сила 7\, может изменять свое направление, то при этом предположении наибольшее расчетное давление р2х в любом сечении котла определяется выражением
Р2Х=^^-Рг,	(ХП.З)
где х — расстояние от днища до рассматриваемого сечения котла, изменяющееся от 0 до /и;
2/ц — длина цилиндрической части котла.
Обозначим через р наибольшую величину внутреннего давления (р3 или Pi + Ръ) в рассматриваемом сечении котла.
2.	Внешнее давление атмосферного воздуха при разрежении (вакууме) внутри котла, возникающем вследствие охлаждения паров жидкости после пропарки цистерны или в результате слива груза при закрытых крышках горловин люков. Согласно нормам расчета вагонов на прочность расчетная величина избыточного внешнего давления (при вакууме) для оболочки котла принимается равной 0,05 МПа. При таком давлении должна обеспечиваться устойчивость оболочки.
3.	Вертикальные силы, вызванные:
а)	весом груза в котле Ргр;
б)	собственным весом котла si укрепленных на нем частей Ркот;
в)	вертикальной динамической нагрузкой
Р* = (Л-р + ^кот)	(XII.4)
где — коэффициент вертикальной динамики, вычисляемый по формуле (IV.3) или (IV.4).
Сумма вертикальных нагрузок составляет
Р = РГР + Ркот + Рд.	(XII.5)
При I режиме нагружения вертикальная динамическая нагрузка мала и ее не учитывают.
4.	Боковые силы (центробежная и ветровая).
5.	Продольные (ударно-тяговые), учитываемые при расчете котла безрамной цистерны. В цистерне, имеющей раму, на которую котел свободно опирается своими концами, эти силы воспринимаются рамой и частично передаются на котел в зоне его крепления к раме в средней части.
Определим возникающие от рассмотренных нагрузок напряжения, а также оценим устойчивость оболочки котла при вакууме.
В котле цистерны, подверженном действию внутреннего давления р, возникают напряжения, которые могут быть вычислены по формулам безмоментной теории оболочек. Такие оболочки, не испытывающие изгиба, иногда называют мембранами, а напряжения в них, определяемые без учета изгиба, — мембранными напряжениями.
Мембранные напряжения в цилиндрической части котла составляют: в поперечном сечении I—I (рис. XII.31)
(хп.б) ^/11
364
Рис. XII.31. Расчетная схема котла
в продольном сечении II—II (по образующей)
о3 = —,	(XII.7)
/11 где и /гг — радиус и толщина стенки цилиндрической части котла.
Мембранные напряжения в сферическом днище
Оз = -^.	(XII.8)
^Л>2
где и h2 — радиус и толщина стенки днища.
По таким же формулам определяются мембранные напряжения в колпаке (при подстановке соответствующих значений 7? и /г).
Напряжения от внутреннего давления, вычисляемые по формулам (XII.6)—(XII.8), правильно оценивают напряженное состояние котла во всех его местах, достаточно удаленных от участков резкого изменения сечения оболочки (нахлесточные швы, соединения цилиндрической части котла с колпаком и днищем, уклон в броневом листе для полного слива груза т.п.) и опорных зон. В этих участках возникает изгиб оболочки, имеющий местный характер. Напряжения, обусловленные таким изгибом, значительные и поэтому подлежат учету. /
Осуществленная в современных конструкциях цистерн железных дорог СССР замена нахлесточных соединений стыковыми и больших колпаков малыми существенно снизила указанные выше местные напряжения, способ определения которых изложен в литературе [10, с. 490—492 и 499—504].
Расчет места сопряжения цилиндрической части котла с днищем может быть выполнен на основе сочетания метода сил строительной механики и теории тонкостенных оболочек, как указано в литературе [10, с. 484—490; 8, с. 372]. Наибольшие напряжения, возникающие в месте соединения цилиндра с днищем, могут быть вычислены по эмпирическим формулам, предложенным С. В. Вершинским [8, с. 373].
Вертикальные нагрузки, действующие на котел, могут рассматриваться в качестве равномерно распределенных с общей интенсивностью
= -Ргр + РкО^Ч- РД _	(ХП Q)
2/ц
В этой формуле использованы принятые выше обозначения, причем для I режима нагружения, как указано ранее, Рд = 0.
Приближенно напряжения от этих нагрузок можно определить, рассматривая котел в качестве балки, лежащей на двух опорах (крайние опоры котла). Тогда напряжения в поперечном сечении котла составляют
Ои.^4,	(XII.10)
где М — изгибающий момент в рассматриваемом сечении;
W — момент сопротивления изгибу поперечного сечения котла.
Котел безрамной цистерны, помимо рассмотренных нагрузок, воспринимает также продольные усилия, передаваемые ударно-тяговыми приборами. Приближенный расчет на эти усилия сводится к рассмотрению котла в качестве бруса, эксцентрично растянутого силой Гр или сжатого силой Т'с (рис. X 11.32).
365
Рис. XII.32. Расчетная схема ко гл® безрамной цистерны
Величина продольных сил Tv и Тс определяется нормами расчета вагонов на прочность (см. главу IV), а направление сил совпадает с продольной осью автосцепки. Местами приложения растягивающих сил являются передние упоры, а сжимающих сил Тс — задние упоры автосцепного устройства.
Напряжения в котле от сил и Тс при этих условиях составляют:
Грг°~;	(XII.11)
о= — ^сг°г .	(XII. 12)
где F и 1 — соответственно площадь и момент инерции сечения котла;
г0 — расстояние от линии действия сил Tv и Тс до нейтральной оси сечения котла;
z — расстояние от нейтральной оси сечения котла до точки, в которой определяются напряжения.
Для сечения удаленных от мест приложения сил Tv и Тс на расстояние, превышающее диаметр котла, учитывают площадь и момент инерции всего сечения котла, а для сечений, находящихся более близко к опорам автосцепного устройства,— только нижней части сечения.
Кроме напряжений, вычисляемых по формулам (XII.11) и (XII.12^ следует учитывать местные напряжения, возникающие в зоне приложе, ния усилий Тр и Тс к оболочке котла. Такой учет приближенно может быть выполнен путем умножения основных напряжений на коэффициент концентрации напряжений определенный, например, на основе испытаний цистерн, аналогичных проектируемой конструкции. Рассмотренный расчет безрамной цистерны приводит к удовлетворительным результатам при оценке напряжений в котлах, имеющих значительную толщину стенок (например, цистерн для перевозки сжиженных газов).
Согласно нормам расчета на прочность вагонов железных дорог СССР напряжения в оболочке котла безрамной цистерны не должны превосходить 0,9 допускаемых для хребтовой и шкворневой балок (см. табл. IV. 3). Такое снижение допускаемых напряжений объясняется большой ответственностью оболочки котла безрамной цистерны, необходимостью безусловного обеспечения достаточной ее прочности, нарушение которой может угрожать безопасности движения. Учитывается также недостаточная точность расчетных оценок этой прочности.
Продольные нагрузки в зоне лап среднего крепления котла, имеющего обычную раму, вызывают значительные напряжения в его оболочке. Приближенно их можно принять равномерно распределенными по поверхности контакта лап и оболочки котла. Если длина каждой из четырех лап а, а ширина поверхности контакта Ь, то интенсивность нагрузки
= ПРгр + РкоД.	(ХП 13)
4 4РбР ab
где Т, TTV, Ркот и Р6р имеют прежние значения.
Возникающий при этом дополнительный изгибающий момент Л1П0П =
ТР 1 р
__ —гр^г кот необходимо суммировать с моментом, учитываемым формулой (XII.10).
366
Запас устойчивости него (всестороннего) давления при формуле
п =
цилиндрической оболочки от внеш-разрежении в котле определяется по
Рк
Рр
(XII. 14)
где рк — критическое давление, т. е. минимальное, при котором происходит потеря устойчивости оболочки котла. Его величина устанавливается выполненными исследованиями [18, с. 570—580]:
(XII. 15)
Рр — расчетная величина внешнего давления (pv = 0.05 МПа).
В формуле (ХИ.15) Е — модуль упругости материала оболочки котла; остальные величины имеют прежние значения.
При оценке устойчивости котла, подкрепленного кольцевыми элементами жесткости, в формулу (XI 1.15) вместо 2/ц следует подставлять длину наибольшего отсека — участка цилиндрической оболочки между, двумя шпангоутами. Вычисленный по формуле (XII. 14) запас устойчивости сравнивают с допускаемым нормами расчета вагонов на прочность [п]	1,05.
ХП.6. Уточненный расчет напряжений в цилиндрических частях котлов
Напряжения, определяемые по формулам (XII. 10) — (XII. 12), близки К\ истинным, возникающим в реальных конструкциях лишь тогда, когда соотношения размеров поперечных сечений и длины котлов удовлетворяют требованиям, предъявляемым в сопротивлении материалов к стержням, и когда контуры поперечных сечений цилиндрических частей жесткие, не-деформируемые.
По конструктивному оформлению котлы принадлежат к подкрепленным оболочкам, и точные расчеты их должны выполняться на основе методов теории оболочек. При этом задача расчета может решаться разнообразно Выбор решения зависит от конструктивных особенностей рассчитываемого котла, характера его нагружений и целей, которые ставит перед собой расчетчик, оценивая напряженное состояние конструкции. Расчеты сложны, и их целесообразно выполнять с помощью вычислительных машин.
Иногда в расчетах котлов можно пренебречь влиянием некоторых видов подкреплений (например, принять, что цилиндрическая часть оболочки составлена из листов постоянной толщины й, соответствующей среднему значению, равномх отношению площади поперечного сечения к длине его окружности). В этом случае для уточненных расчетов следует воспользоваться наиболее простыми уравнениями полубезмоментной теории оболочек. С подробным выводом этих уравнений можно ознакомиться по книге [15, с. 479—485], а здесь приведем их окончательный вид:
о2Д/г	1	, р ,	дРх	, d^qz	р.
ох2	/?3	(ЭД2 у ' /	21	дх	' Rd$‘ '	Ig
-mW—^.-^ = 0.
Rs OP2	/ ft2 dx
В этих уравнениях:
x—координата поперечного сечения, отсчитываемая от днища вдоль образующей цилиндрической оболочки котла;
(3 — угловая координата точки на окружности поперечного сечения при отсчете от нижней образующей цилиндрической части котла;
Д\ — нормальное усилие на площадках поперечных сечений оболочки котла; Л42 — изгибающий момент на площадках продольных сечений оболочки котла;
367
рх — интенсивность продольной нагрузки, распределенной по поверхности цилиндрической части котла (например, для нагрузок в зоне рх — 9 л),
qz — интенсивность радиальной нагрузки, распределенной по поверхности цилиндрической части котла.
Первое уравнение системы (XII.16) характеризует условия равновесия бесконечно малого элемента обо почки, а второе — условия неразрывности ее деформаций.
Система (XII.16) содержит две неизвестные величины Л\ и Л1,. Уравнения системы показывают, что при нагружении оболочки вместе с напряжениями на площадках поперечных сечений от усилий N1 возникает изгиб контура моментами М2. Это и обусловливает существенное отличие напряжений, рассчитанных по формулам (XII.10)— (Xll.12) для балок, от напряжений в оболочках с нежестким контуром поперечных сечений.
Следуя по пути упрощения расчетной схемы, помимо постоянства толщины примем, что концевые сечения цилиндрической оболочки котла сопрягаются не с днищами, а с диафрагмами, абсолютно жесткими в своей плоскости и абсолютно податливыми из нее. Такая расчетная схема позволяет получить приближенное решение уравнений системы (XII. 16), для интегрирования которых не существует точных методов.
Представим усилия Л\ и М3 двойными тригонометрическими рядами:
Nx = У \ V A'lmnsin Xxcosnp; т~ 1 >i = 2
/И2= У У, TV2m71 sin Хх cosnp, т=1 п—Ъ
(XII.17)
где т и п — номера членов ряда;
Nlmn и М2тп — коэффициенты разложения неизвестных усилий Л\ и /VI2 в ряд, соответствующие номерам т и п;
Х =
Функциями sin Хх и cos /ф задается изменение усилий вдоль образующей оболочки и по дуге окружности ее поперечного сечения. Их вид соответствует физической картине деформаций. Так, в сечениях х = 0 и х = = 2ly Мг = /И 2 = 0, и это согласуется с принятыми условиями сопряжения цилиндрической части и диафрагм.
По дуге окружности усилия изменяются периодически, что также соответствует характеру деформаций реального объекта.
Функция cos «Р определяет распределение усилий, симметричное относительно вертикального диаметра сечения. У котлов оно будет возникать при нагрузке, имеющей такую же симметрию. Наконец, если конструкция и нагрузки симметричны относительно среднего сечения оболочки, то достаточно принять нечетными в функциях sin Хх номера т, т. е. т = 1, 3, 5, ..., чтобы получить симметричный характер распределения усилий.
Для решения задачи необходимо подобрать коэффициенты Nlmn и М.2тп так, чтобы при суммировании ограниченного числа членов ряда получить поле распределения усилий в оболочке, которое мало отличается от истинного 115, с. 329—350]. Для этого заданную внешнюю нагрузку — функцию координат х и Р — следует разложить в ряды:
СО СО	s
Рх= У У Рхтп cos COS
т =1п = 2
ОО 30
9z= 2 2 9zmn SIH XX COS Пр,
т— 1 д — 2
(XII. 18)
368
где рхтп и qzmn — коэффициенты разложения заданной нагрузки для номеров т и п, определяемые по известным формулам Эйлера — Фурье [81, с. 9—26]:
рх cos n|3 cos kxdxdfl;
Qzmn
q7 sin Xx COS nfidxdfl.
(XII. 19)
Подставим ряды (XII.17) и (XII.18) в уравнения (XII.16), выполнив над ними соответствующие операции дифференцирования, а затем сложим почленно коэффициенты и получим
X sin кх cos п|3 = 0;	(XII. 20)
sin z.x cos пВ = 0.
Уравнения (XII.20) удовлетворяются для любых значений х и р, если в них множители перед sin Хх cos яр отвечают условиям:
(XII.21)
Система алгебраических уравнений (XII.21) позволяет выразить неизвестные коэффициенты усилий Nlmn и М2тп через известные коэффициенты нагрузки рхтп и qzmn:
^1тп
127?5 у CkRpxmn 4- П'2 qzmn) . h2 rd (n2 — 1 )2 — 12Rf’ z.J
M2mn
_ R2 h- rd (n2 ~ 1) (bRpxm„ -Ьп2 <7smn) ft2n4lnz —1)24-12/?6 7d
(XII.22)
Ряды (XI1.17) и их коэффициенты (XII.22) обеспечивают получение полей усилий и М2, характеризующих напряженно-деформированное состояние цилиндрической части котла при заданных внешних нагрузках и для принятой расчетной схемы.
Поля усилий 1\1г и М2 дополняют напряженное состояние, полученное элементарным расчетом по формулам (XII. 10) — (XII.12). Ими учитывается влияние переменных по длине оболочки деформаций контуров поперечных сечений. Формулы (XII.10) — (XII.12) определяют плоское распределение напряжений на поперечных площадках и представляют собой первый простой этап более полной оценки напряженного состояния конструкций.
На этом этапе обеспечивается общее равновесие расчетной схемы, поскольку указанные формулы выведены из элементарных условий статики твердого тела, используемых в сопротивлении материалов.
Второй этап, основанный на решении уравнений (XII.16), выявляет такой характер распределения дополнительных напряжений по окружностям поперечных сечений, при котором равнодействующие их интегральных характеристик и М2 обращаются в нуль, т. е. они самоуравновешены. Ряды (XII. 17) обеспечивают самоуравновешенность, так как суммирование по п осуществляется с и 2.
369
Рис. ХП.ЗЗ. Расчетная схема цилиндрической части котла
Рассмотрим еще один вариант расчета, в котором учитывается влияние шпангоутов, подкрепляющих котлы. Цитиндрическую оболочку котла можно интерпретировать как систему кольцевых элементов (в дальнейшем колец), которые при деформациях взаимодействуют друг с другом. Взаимодействие обеспечивает появление дополнительных напряжений на поперечных сечениях. Кроме того, из расчета колец от приходящихся на них нагрузок и сил взаимодействия можно установить значения усилий и соответствующих им напряжений в продольных сечениях.
Руководствуясь изложенными соображениями, построим расчетную схему, которая позволяла бы составить математическую модель рассчитываемого объекта. Для этого представим цилиндрическую часть котла в виде системы отдельных, неспособных сопротивляться изгибу отсеков, длина которых составляет (0,24-0,3) R, где R — радиус срединной поверхности цилиндрической оболочки, и колец-шпангоутов с примыкающими к ним участкам оболочки, воспринимающих изгиб (рис. ХП.ЗЗ, а). Размещение осей колец осуществляется по линиям стыков отсеков. Их поперечные сечения составные и образуются из половин продольных сечений отсеков, примыкающих к стыкам слева и справа, и сечений конструктивно предусмотренных шпангоутов, если ими подкрепляются стыки. Предполагаем, что кольца деформируются только в своей плоскости без растяжения контура; непрерывные вдоль окружности стыка шарниры обеспечивают касательные силы взаимодействия колец и отсеков, но не препятствуют взаимному смещению вдоль оси цилиндра.
В качестве основного неизвестного выберем самоуравновешенное нормальное усилие N-t на поперечных площадках сечений оболочки, представив его для левого и правого стыков i-ro отсека тригонометрическими рядами с неизвестными коэффициентами соответственно anj и ап1+х\
= У ап; cos пр;
п = 2
TViz+i = V ani—i cos пр, п = 2
(XII.23)
где п — номер члена ряда;
р — угловая координата точки на окружности сечения цилиндра (отсчет ее осуществляем от нижнего конца вертикального диаметра сечения оболочки против часовой стрелки, как показано на рис. ХП.ЗЗ, б);
/ — номер стыкового сечения отсека.
Предполагается, что котел нагружен симметрично относительно продольной вертикальной плоскости симметрии конструкции, поэтому разложение в ряд осуществлено по cos пр.
Учитывая небольшую длину lt отсека, примем, что в пределах ее усилие N, меняется линейно:
ОО	со
A'li =(1 ~ у-)	°7!'cos«Р + у- 2 ani+i C0S«P. (XII.24)
' 'г ' ч = 2	1 п = 2
370
где х — продольная координата произвольного сечения отсека в интервале О х lt (положительный отсчет от сечения с меньшим номером /).
Значение усилия может иметь скачки лишь в сечениях, к которым приложена внешняя продольная, распределенная по дуге или сосредоточенная нагрузка, и принятая аппроксимация (XI 1.24) обеспечивает непрерывность его при переходе от отсека к отсеку. Кроме того, это значение отвечает 2л
условиям самоуравновешенности, так как | N-tRdfi = 0. о
Воспользовавшись первым уравнением равновесия теории оболочек, имеющим при отсутствии поверхностных нагрузок вид [22, с. 333]
dN1 | dS дх Rdf,
(XII.25)
после подстановки в него выражения (XII.24) установим сдвигающее усилие S, которое для i-ro отсека (с учетом самоуравновешенности) определяется равенством
5»= Т- У — (Am—<W+i)-	(XII.26)
'i п
Таким образом, формула (XII.24) характеризует поле продольного, а формула (XI 1.26) — поле сдвигающего усилий в пределах поверхности отсека. Усилие S при переходе от отсека к отсеку меняется скачкообразно, и в каждом из сечений стыковки отсеков возникает перепад касательных сил <7*, который, например, для узла стыка отсеков i и i + 1 определится формулой
IjSi-f 1 — i —S£ =
X sin пр = J? Qsnj+i sin nP>
Z2= 2
(XII.27)
где введено обозначение <7sn7-+1 коэффициента номера и при «in «р.
Это погонное усилие нагружает кольцо расчетной модели в стыке отсеков i и i + 1, и оно деформируется.
Если рассмотреть условия равновесия бесконечно малого элемента кольца (рис. XI 1.34) при его деформациях в своей плоскости, то они будут
описываться системой трех уравнений:
^- + Q8-k^s = O;
dp
^-Л/2+^ = 0; dp
--=
ар
(XII.28)
где Д12 — продольное растягивающее усилие;
Q, — поперечное усилие;
М. 2 — изгибающий момент;
qs — внешняя погонная касательная нагрузка (в частности, Qs, + О:
qR — внешняя погонная радиальная
Рис. XII.34. Элемент котла в стыке
отсеков i и i+1
нагрузка;
371
mR — внешний погонный изгибающий момент [в частности, если касательное усилие приложено не по центральной оси, а на некотором расстоянии ±е (по внутренней или внешней нормали) от нее, т?> ~
Для нерастяжимого кольца существует одно соотношение упругости, устанавливающее связь между изменением кривизны и изгибающим моментом:
Л12
El / d2 w
R‘ \ dp2
(XII.29)
где w — радиальное перемещение, положительное при отсчете по внешней нормали;
/ — центральный момент инерции поперечного сечения кольца;
Е — модуль упругости материала котла.
Выразив Q2 из третьего уравнения системы (XI 1.28), a N2 — из второго, исключим их из первого уравнения и получим одно уравнение равновесия, эквивалентное системе (XII.28):
т  -% О - >) +О + 9 »»+*4г- °- <хп-эд
Уравнение (XI 1.30) можно переписать в перемещениях, если в него подставить ТИ2, воспользовавшись формулой (XI 1.29):
Е1
RS
— (— +lVw —	H-l'jmg — R-^~ — Rqs = G. (XII.31)
dp \ dp2 /	\ d£>2	/	d(3
Предположим, что в сечении стыковки отсеков » и i -4- I центр альная ось сечения кольцевого элемента по отношению к срединной поверхности оболочки отстоит на величину Н~е. Тогда при отсутствии внешней радиальной нагрузки уравнения (ХП.ЗО) и (ХП.31) можно написать в виде
4 •	+1')7VL^+i+(-44 + lUi+1W/+>=0;
R dp \ dp- /	V dp- )
El j+i
Rs
+ 1Y	+ 1) eqS^-Rq^ г = 0.
dp k dp )	k dp- /
(XI1.32)
Принимая во внимание формулу (XII.27), представим момент и радиальное перемещение рядами
оо
Mz>+1= 2 ^2nj+i cos пР; п==2
оо
а9+1= 2 ^nmcosnp.
(ХП.ЗЗ)
Здесь /И2п;+1 и wnj+1 — неизвестные коэффициенты номера п разложения в ряд момента ТИ27+1 и радиального перемещения ш7+1.
Для определения коэффициентов Л12П7-+1 и wnj+l перенесем в уравнениях (XII.32) слагаемые, содержащие qsj+i, в правую часть и подставим ряды (ХП.ЗЗ) и (XII.27):
4- у n(nz—l)Mz„,+1sinn₽ = У [(и2—1)е—7?]<7sn/+i Sinn[3; п=2	п=2
п—2
[(И2— 1)е— R]qSni + i sinnf).
(XII.34)
л — I)2 ®nj+i sin
+ W
372
Формулы (XII.34) справедливы, если коэффициенты рядов слева и справа от знака равенства равны для каждого номера п. Учитывая это, нахо
дим, что
,,	„ (п2— 1) е— R
^'1'2ги^л — К —	~ Qsnj + 1;
п (п2— 1)
(XII.35)
Таким образом, для принятой расчетной модели напряженно-дефор" мированное состояние, обусловленное изменениями контура поперечных сечений оболочки, выражается через коэффициенты дополнительного са-моуравновешенного усилия NT.
Как известно, полная потенциальная энергия деформации упругой системы, находящейся в равновесии, отвечает условиям минимума. Под понятием «полная потенциальная энергия» подразумевается работа всех внутренних и внешних сил при переходе системы из деформированного состояния в начальное, недеформированное.
Работа внутренних сил По t-ro отсека принятой расчетной модели с учетом того, что контур его поперечного сечения нерастяжим и не сопротивляется изгибу, определится зависимостью
‘t 2п / № s? \
п« = 4 f f Hr1-+тЬ Rdxd$’ <XIL36)
2 J J k Ent Chi )
0 0 4	'
где ht — толщина оболочки отсека;
G — модуль сдвига материала оболочки.
Множитель перед интегралами обусловлен тем, что работа совершается линейно упругими силами.
Потенциальная энергия Пш кольца (шпангоута) расчетной схемы, размещающегося в стыке отсеков i и i + 1, вычисляется по формуле
2л
Пш;+1=	---- f	(XII.37)
J о
Предположим, что отсек оболочки нагружен радиальными поверхностными нагрузками с постоянной вдоль образующей интенсивностью qRi. Заменим эти силы статически эквивалентными QRb приведенными к концевым сечениям отсека:
Qr< =4	(XII.38)
и определим их работу и Л7-+1 на перемещениях Wj и ш7+г, соответствующих стыковым сечениям / и / + 1. При этом учитываем, что на каждый из названных стыков приходится нагрузка от отсека, расположенного соответственно слева и справа:
Aj = (Qri— i + Qri)
(XI1'39)
Aj+i — [ (Qri +Qr«+i)wi+iRdfi.
--	о
Принимая во внимание формулы (XII.36), (XII.37), (XII.39), напишем выражение полной потенциальной энергии Пс для всей системы, состоящей из k отсека и k + 1 колец:
/г	1
пс = 2 Пог + 2 Пщ7— 2 Аг	(XII.40)
< =« 1 /= 1	/ = 1
373
Работа внешних сил отрицательна, так как они препятствуют переходу системы из деформированного состояния в недеформированное.
Очевидно, что энергия Пс есть функция неизвестных коэффициентов Оп}, и так как она должна отвечать экстремальным условиям, то
^ = 0. danj
(XII.41)
Формула (XI 1.26) представляет возможность получить систему уравнений для определения коэффициентов anj через заданную внешнюю нагрузку. Однако целесообразнее сформировать такую же систему, используя матрицы податливости каждого конечного элемента расчетной модели— отсека и кольца.
Матрицы податливости получаются посредством минимизации выражений (XII.36) и (XII.37):
дПог- _	^Snj+i
danj
Произведем эти операции для отсека с номером i и кольца с номером i + 1, предварительно подставив в формулу (XI 1.36) выражения (XI 1.24) и (XII.26), а в формулу (XII.37) — первое равенство (ХП.ЗЗ) с учетом первой зависимости (XII.35) и уравнения (XII.27).
Осуществляя интегрирование, предусмотренное формулами (XI 1.36) 2эт	2л	'	2л
и (XII.37), учтем, что [cos2np = [sin2 иР = л, а при п =^= т [cos пр х 6	6	б
2л
X cos mpdp = [sin пр sin mp = 0, т. e. выполним условие ортогональности 6
тригонометрических функций. Тогда для отсека t
dnof /	, R2 \	,	/ If	R2 \
danj \ SEhi Ghtli^J 3 \GEht Ght h n2 )	3+1
__ -r I	। I '	;	\
"J+1O— danj+1 ~ \&Ehi	' Gin l.n2J
(XII. 42)
Согласно принципу Кастильяно 176, с. 207] частная, производная от потенциальной энергии по одной из сил равна перемещению точки приложения этой силы по ее направлению. Тогда становится ясным физический смысл Дап,0 и Дап/+10: эти величины характеризуют соответственно амплитуды гармоник номера п перемещений по направлениям сил, определяемых гармониками рядов с коэффициентами ani и anj+1.
Выражения (XII.42) можно написать в матричной форме, обозначив Дп„0 — матрицу-столбец (вектор) из кап} и Дап7+1; 1бпо] — квадратную матрицу их коэффициентов при ап1 и anJ+1 в равенствах (XI 1.42) и апо — матрицу-столбец (вектор) из ап} и anj+1:
^^7107 		Лп	= п		, R2	it		R2		ani	
			3Ehi 'f	1 Ght lt n2 R2	bEhj li	Ght li R2			
			_ &Ehi	Ght 1г n2	SEht	' Ghtlitl2		Unj+1	
бцо1
(ХП. 43)
Очевидно, что коэффициенты матрицы [6noJ — амплитуды номера п перемещений точки граничных сечений отсека оболочки от воздействий на эти сечения, изменяющихся, как cos пр, с единичной амплитудой.
374
Характер изменения перемещений определяется функцией cos Р

^^•71 j4-lni
[t	I2
— (п2— 1) — I
R	J
Е]}+1 if /?+1 л4 in2 — I)2
Г/?+,-/г+1(/{4-/г+1)/г /;+1
li+l Gi~T~h+l) Ui +^i+l)2 hh+l —	k+1)
^nj anj+l @nj+2
(XII.44)
Минимизируя выражение для Aj+1, находим, что податливость кольцевого элемента от воздействия приведенных к нему радиальных нагрузок определяется вектором грузовых коэффициентов
Ajiyy+i —
лИ5	1)—1
L R	j
Elj+1 It п2 (п2~ Г>2
(Qni	^i+1) X
(XI1.45)
В векторе\Л„рг величины qnf и qni+1 — коэффициенты разложения в ряд Фурье радиальных нагрузок, приходящихся на отсеки, расположенные слева и справа от рассматриваемого стыка. Эти коэффициенты определяются по известному правилу [81, с. 9—261 и для гидростатического давления <7ГСТ = yR (cos р — cos ро) и опорной нагрузки доп(см. рис. XII.33,б) соответственно имеют вид
у/? 1 sin in — 1) Ро , sin (п — 1) Ро	2	„ .	„1
<7пгст == -— .----г—— +----------	-----cos Ро sin«Ро ;
л [	п.—1	п	J
Qnov = —°п (sin /г[3„—sin nPj),	(XII.46)
лп
где у — удельный вес жидкого груза;
Ро, Pi> Ра — углы, значения которых показаны на рис. XII.33, б.
Формулы (XII.43), (XII.44) и (XII.45) получены в результате действий, представляющих собой промежуточные этапы операции (XII.41), которая приводит к системе уравнений относительно ап}.
Можно убедиться в том, что матрица коэффициентов этой системы и грузовой вектор формируются из матрицы (XI 1.43) и (XI 1.44) и векторов (XII.45) отдельных отсеков и колец по схеме, приведенной на рис. XII.35. При этом следует иметь в виду, что первая строка и первый столбец системы (см. рис. XI 1.35), последняя строка и последний столбец фиктивны: первый и последний кольцевые элементы нагружаются касательными силами со стороны одного отсека. Эти силы зависят от двух усилий №г, относящихся к границам отсека, поэтому матрицы податливости концевых колец имеют вто;?о I порядок. Названные строки и столбцы сохранены на схеме для того, чтобы не нарушат^ цикличности формирования уравнений.
В сформированной системе должен получить отражение характер закрепления концевых сечений оболочки, т. е. должны быть учтены граничные условия.
При расчетах цилиндрической части котла обычно предполагают, что она свободно опирается своими концевыми сечениями на абсолютно жесткие днища-диафрагмы. Вследствие этого в концевых сечениях усилия Rn = = Л\ь+1 = 0 и кольца расчетной схемы не деформируются.
Указанные условия будут учтены, если в системе уравнений, изображенной на рис. XII.35, вычеркнуть вторую и предпоследнюю строки и второй и предпоследний столбцы, а также принять, что концевые кольца неподатливы, т. е. элементы матриц и [Snmh+il равны нулю.
Можно принять и другие условия, например, учесть податливость днищ, предположив, что их упругие характеристики эквивалентны неко-375
Рис. XII.35. Схема формирований системы уравнений:
а матрица коэффициентов уравнений: б — грузовой вектор радиальных нагрузок; в — грузовой вектор продольных нагрузок
торому условному шпангоуту. Тогда матрицы концевых колец будут иметь не нулевые элементы и в системе уравнений необходимо сохранить все строки и столбцы. Такие условия предпочтительны для котлов небольшой длины.
Решив п систем уравнений, определим п коэффициентов ап, а по ним с помощью первой формулы (XII.35) — п коэффициентов Л12п для всех стыковых сечений.
Полные напряжения на поперечных площадках иг для /-го сечения определяются по формуле
где Mj — изгибающий момент в сечении / котла при изгибе его как тонкостенной балки с недеформированным контуром;
w j= ^os к—момент сопротивления для точек /-го сечения котла;
S Iphp
----средняя толщина оболочки цилиндрической части котла;
hp и 1Р — толщина и длина р-го участка окружности сечения котла; Nn — самоуравновешенное дополнительное продольное усилие, определяемое первой формулой (XII.23);
h — толщина оболочки в рассматриваемой точке.
Точки, в которых устанавливаются напряжения, задаются значением угловой координаты р.
Напряжения на продольных площадках о2 для /-го сечения котла вычисляются по формуле
=	2/,	(XII.48)
где /И27- — момент, определяемый первой формулой (ХП.ЗЗ) с учетом первой формулы (XII.35);
— расстояние от нейтральной оси до рассматриваемой точки поперечного сечения /-го кольцевого элемента.
Продольные нагрузки, учитываемые при оценке напряженного состояния котлов безрамных цистерн и при оценке влияния среднего крепления котла к раме лапами, как и поперечные нагрузки, вызывают деформации контуров сечений и дополнительные самоуравновешенные внутренние уси. 376
лия. Они могут быть определены на основе рассмотренного алгоритма, но для этого необходимо сформировать грузовой вектор, отражающий характер нагружения.
Для определения компонентов вектора следует нагрузку привести к узловой, как это выполнялось, например, с помощью формулы (XII.38) в случае радиально направленных внешних воздействий.
Выше отмечалось, что узловые продольные силы вызывают скачкообразное изменение усилия при переходе от одного отсека к другому. Величина скачка для п-й гармоники самоуравновешенного усилия Nx определяется п-й гармоникой разложения нагрузки в ряд по cos /гр. Например, для продольной нагрузки, приложенной одинаково с опорной, показанной на рис. XI 1.33, б, формула коэффициентов разложения qnx совпадает со второй формулой (XII.46), где вместо qon надо взять qx — интенсивность распределенных по дуге продольных сил.
Предположим, что нагружен i-й отсек и нагрузка с амплитудой гармоник qnx приведена к сечениям i и i 4- 1.
Податливость отсека Дпог от воздействия /г-го члена ряда этой нагрузки определится формулой
=	(XII.49)
_ I Qnx I — вектор коэффициентов номера разложения продоль-где 'nc\i ' I	I v
I —дпх | нои нагрузки в ряд.
Податливость колец Дпшг и Дпшг+1, примыкающих к нагруженному отсеку, устанавливается из соотношений:
^nnii+l =	Giini+1»
(XII.50)
где
7 nmi+l
О
Qnxl ’
Qnxt Qnxi Qnxt о
Характеризуя каждую строку системы уравнений как условие отсутствия взаимных перемещений в стыковых сечениях расчетной модели, обеспечим совместность деформаций при продольных нагружениях, если сформируем грузовой вектор так, как показано на рис. XII. 35, в.
Приведенная схема формирования правой части уравнений учитывает, что скачкообразное приращение усилий Nx происходит при переходе на нагруженный отсек.
В векторах rnoi, г^ш) и гпш,+1 компоненты имеют разный знак, так как после приведения к узловым сечениям продольное усилие по-разному действует на отсек: на одной границе оно растягивающее, а на другой — сжимающее.
Завершающие этапы расчета от продольных нагрузок, осуществляющиеся после решения системы уравнений, производятся по формулам (XII.47) и (XII.48).
Рассмотренная расчетная модель построена на основе конечной дискретизации реального объекта и соответствует методу конечных элементов в форме метода сил.
Методы расчета, описанные в этом параграфе, удобны для реализации на цифровых вычислительных машинах. Объем оперативной памяти и быстродействие машин могут быть небольшими, так как расчетные зависимости имеют несложную структуру.
377
XI1.7. Требования, предъявляемые к ходовым частям цистерн
Цистерны в отличие от вагонов других типов обычно имеют более высокое расположение центра тяжести и меньшую базу. В котлах цистерн возникают гидравлические удары жидкого груза. Жидкость, заполняющая котел, обладает крайне малой упругостью. Это вызывает повышенные динамические нагрузки на ходовые части цистерн, а также большее их обезгружи-вание по сравнению с ходовыми частями вагонов других типов равной грузоподъемности. Кроме того, цистерны должны отвечать повышенным требованиям обеспечения безопасности движения вследствие огнеопасности большинства перевозимых грузов.
Поэтому ходовые части цистерн должны обладать увеличенной прочностью; их рессорное подвешивание целесообразно иметь с возможно большим статическим прогибом и правильно выбранными параметрами гасителей колебаний; горизонтальные поперечные усилия, действующие на колесные пары, должны быть возможно меныпимц. Целесообразно применение многоосных тележек, обладающих улучшенными динамическими качествами. Эти требования учитывают при проектировании тележек грузовых вагонов, которые обычно являются универсальными (взаимозаменяемыми), т. е. предназначенными для многих типов и конструкций вагонов.
Большие порожние пробеги цистерн обусловливают целесообразность рессорного подвешивания с переменной гибкостью.
При уменьшенной грузоподъемности цистерн и применении типовых двухосных тележек увеличение статического прогиба рессорного подвешивания достигают уменьшением числа двухрядных пружин, входящих в комплект. Например, в цистернах для перевозки молока рессорный комплект тележки типа ЦНИИ-ХЗ-О состоит из пяти двухрядных пружин.
Глава XIII
ПАССАЖИРСКИЕ ВАГОНЫ
ХИ 1.1. Технические требования к пассажирским вагонам
Вновь строящиеся пассажирские, (включая почтовые и багажные) вагоны локомотивной тяги магистральных железных дорог колеи 1520(1524) мм для скоростей движения до 45 м/с (160 км/ч) должны удовлетворять техни-' ческим требованиям, определенным ГОСТ 12406—79.
Помимо общих требований к вагонам, стандартом установлены требования к кузову и его оборудованию, сборочным единицам (тележкам, авто-сцепным устройствам и тормозному оборудованию), материалам, уровню комфорта, технике безопасности и противопожарной защите. Кроме того, им определены основные показатели надежности, правила приемки и гарантии изготовителя. Пассажирские вагоны изготовляются в исполнении У по ГОСТ 15150—69 и 15543—70, т. е. применительно к условиям умеренного климата с перепадом температур от +40 до —50°С.
Исходя из преимуществ цельнонесущих кузовов, описанных в главе IX, все пассажирские вагоны должны иметь такие кузова, выполненные по тех-' /ническим условиям на проектирование сварных конструкций вагонов. / Пассажирские вагоны оборудуются типовыми автосцепками, автоматическими и ручными тормозами, противогазными устройствами, переходными упругими площадками с ограждениями баллонного типа (кроме почтовых и багажных), поручнями и подножками для входа в вагон с высоких и низких платформ, концевыми сигнальными фонарями и скобами для навешивания маршрутных досок.
Внешний вид и интерьер вагона создаются с учетом требований по технической эстетике, в основу которых положены выразительность, рациональность и простота геометрических форм конструкций. Очертания кузова и его наружное оборудование необходимо иметь такими, чтобы они не создавали препятствий для содержания вагона в чистоте и применения механи-1 зированных способов мойки состава.
Служебные помещения по своему внутреннему устройству и размещению в вагоне должны быть удобными как для работы, так и для отдыха обслуживающего персонала.
Пассажирские вагоны дальнего и местного сообщения вследствие их большой населенности оборудуются двумя санитарными узлами закрытого типа, а багажные и вагоны-рестораны — одним туалетным помещением. Каждый санузел необходимо оснащать умывальной раковиной с кранами порционного типа, унитазом с ножным приводом механизма промывания, зеркалом, ящиком для туалетной бумаги, полочкой и др. Конструкция санузла и материалы для его отделки выбираются из условия обеспечения гигиеничности и возможности обмывки помещения из шланга и стока воды.
К современному пассажирскому вагону предъявляются высокие требования по обеспечению в нем комфортных условий для проезда. Уровень комфорта оценивается в сравнении с комплексом достигнутых технических решений, при которых наилучшим образом обеспечивается выполнение требований по технической эстетике, теплоизоляции ограждений кузова, оборудованию систем неполного или полного кондиционирования воздуха (систем вентиляции, отопления, охлаждения и подогрева вентиляционного воз-379
духа), систем холодного и горячего водоснабжения, освещению пассажирских, бытовых и служебных помещений, по допустимому уровню шума в вагоне, а также величине показателя плавности хода. Некоторые из основных показателей качества нормируются приведенными ниже величинами.
Средний коэффициент теплопередачи кузова вагонов:
для перевозки пассажиров...............
почтовых...............................
багажных...............................
Средняя температура воздуха в пассажирских помещениях при работающих системах отопления и вентиляции и /пат, = — 40° С . .
Температура воздуха в пассажирских помещениях вагона при работе системы охлаждения И /нар=+40°С...........................
Коэффициент очистки фильтрами подаваемого в вагон воздуха ........................
Подача воздуха системой вентиляции на одного человека:
летом .................................
зимой .................................
Скорость движения воздуха в местах нахождения пассажиров:
летом при работе холодильной установки зимой.................... .............
Подпор воздуха внутри вагона при работе системы вентиляции и закрытых дверях, окнах и дефлекторах при скорости движения:
33 м/с (120 км/ч)......................
45 м/с (160 км/ч)......................
Электроснабжение.........................
Освещение пассажирских и служебных помещений ...................................
Уровень шума............................
Максимальная величина показателя плавности хода ....................................
Тип тележки.............................
1,11 Вт/(м2-°С)
1,16	»
1,34	»
не ниже 18° С
24±2° С
95%
25 м3/ч
20 »
0,25 м/с
0,20	»
не менее 30 Па (3 мм вод. ст.) должен быть положительным индивидуальное или централизованное
люминесцентное с частотой тока не менее 400 Гц (50 Гц для вагона с централизованным электроснабжением)
по уровням звукового давления октавных полос частот, допустимых для пассажирских и служебных помещений соответствующих типов вагонов
3.0—3,25
по ГОСТ 10527—70
В каждом пассажирском вагоне обычно предусматривается определенный набор звуковых, световых и визуальных средств информации для пассажиров и обслуживающего персонала.
Особое внимание уделяется противопожарной защите. Материалы для внутреннего оборудования вагонов, особенно для облицовки стен, перегородок, потолков и мебели, необходимо применять несгораемые или трудносгораемые. Типы и размеры противопожарных разделок, экранов дымовых труб установлены Требованиями пожарной безопасности вновь строящихся пассажирских вагонов,- утвержденными МПС. Аналогичные требования (ТОСТ 183—74) предъявляются к электрооборудованию вагонов. Кроме того, специальными стандартами определены противопожарные меры по электрическим аппаратам, проводам и кабелям, аккумуляторным батареям, электронагревателям и осветительной арматуре.
Регламентированы меры по обеспечению техники безопасности пассажиров и обслуживающего персонала. Они касаются конструкции ряда 380
узлов вагона и расположения оборудования, электрической защиты, оборудования спальных мест приспособлениями, удерживающими матрацы предохранительными ремнями, устройствами, предотвращающими попадание рук в притвор дверей из тамбура в пассажирское помещение вагона, и др.
Приняты следующие показатели надежности: срок службы кузова— 41 год; для вагонов с неполным кондиционированием воздуха ресурс до заводского ремонта I объема — 4 года, II объема — 16 лет.
Гарантийный срок для пассажирских вагонов устанавливается 5 лет со дня ввода в эксплуатацию при соблюдении соответствующих правил обслуживания и ремонта.
XIII.2. Типы, основные параметры и планировки пассажирских вагонов
I Пассажирские вагоны локомотивной тяги изготовляются следующих типов: открытые с креслами для сидения (условное обозначение ПО), некупейные со спальными местами (ПН), купейные со спальными местами (ПК) и купейные с мягкими спальными местами (ПМ). Область применения вагонов первого из перечисленных типов — для перевозки пассажиров с пребыванием в пути не более 7 ч, остальных типов — для перевозки пассажиров без ограничения расстояния.
'^Пассажирские вагоны, строящиеся в СССР, имеют унифицированный кузов, а также идентичные по устройству системы внутреннего оборудования: вентиляции, водоснабжения, отопления и электрооборудования. Все вагоны снабжены типовыми тележками, ударно-тяговыми приборами, уормозным оборудованием и имеют следующие единые основные параметры: длина по осям сцепления автосцепок — 24 537 мм; длина кузова по раме — не менее 23 600 мм; база вагона —17 000 мм; высота вагона до верха крыши над уровнем головок рельсов—4377 мм; высота пола в тамбуре — 1390 мм; ширина коридора (прохода) для вагонов типа ПО — не менее 600 мм, ПН — 560 мм, ПК и ПМ — 800 мм.
Открытый вагон с креслами для сидения используется для перевозки пассажиров поездами, следующими в дневное время. Этот вагон (рис. XIII. 1) имеет два тамбура 1, котельное 2 и служебное 4 отделения, два туалета 3, пассажирское помещение 5 с мягкими двухместными креслами 6 для сидения, установленными у окон вдоль каждой боковой стены, и центральным проходом.
Выше окон вдоль всего салона размещены полки для багажа. В служебном помещении имеются одно кресло, стол и шкаф со щитом электрооборудования.
Некупейный вагон со спальными местами (рис. X111.2), как и все описанные ниже, применяется для эксплуатации в поездах дальнего следования. Он имеет пассажирское помещение (рис. XIII.3), разделенное
Рис. XIII.1. Планировка вагона открытого типа с креслами для сидения
381
Рис. ХШ.2. Цельнометаллический пассажирский некупейный вагон со спальными местами (ЦМВО-66)
'перегородками на девять шестиместных отделений 4, служебное помещение 2, купе для отдыха проводников 3, котельное отделение 10, два тамбура 6 и И, два малых коридора 7 и 9, два туалета 1 и 5 и проход 8 вдоль всего пассажирского помещения. В вагоне имеется 54 спальных места.
Купейный в а г о н со спальными жесткими местами (рис. XIII.4, а) имеет одно двухместное и девять четырехместных купе, коридор вдоль пассажирского помещения вагона, служебное и котельное отделения, два туалета, два малых коридора и два тамбура. В каждом купе имеются полумягкие диваны и спальные полки, рундуки и ниши для багажа, подоконные столики, сетки для мелких предметов, плафоны и софиты для индивидуального освещения.
Купейный вагон с мягкими спальными местами (рис. XIII.4, б) отличается от аналогичного жесткого вагона большими размерами купе и наличием спальных мест с мягкими диванами и полками. Такие вагоны могут изготовляться с четырехместными купе или комбинированными (микст) с двух- и четырехместными купе (рис. XIII. 4, в) соответственно на 32 и 24 спальных места.
Имеются купейные вагоны с двухместными купе и умывальным отделением на каждую пару купе.
Для осуществления международных перевозок используются вагоны габарита 03-Т (РИЦ). Они бывают с двухместными и трехместными купе (последние могут трансформироваться в двухместные и имеют раздвижную перегородку между купе).
Двухэтажный вагон с куполом для обозрения местности (рис. XIII.5) предназначен для перевозок туристов на дальние расстояния.
Рис. XIII.3. Планировка некупейного вагона ЦМВО-66
1L
382
Рис. XIII.4. Планировка купейных вагонов:
а — со спальными жесткими местами; б — с мягкими спальными мостами; в —с двух- и чотырехмсстпымн купе
J^nc. XIII.5. Продольный разрез и планировка двухэтажного вагона для туристов с куполом для обозрения местности
В первом этаже расположено семь четырехместных купе 1, служебное помещение 2, буфетное отделение 4, туалеты 3, малые 5 и 7 и большой 6 коридоры, камеры для холодильных установок 8 и два тамбура 9. На втором этаже находится пассажирский салон открытого типа, перекрытый застекленным куполом. В салоне установлены мягкие кресла на 28 мест. Перекидные спинки кресел позволяют пассажирам размещаться лицом в сторону движения поезда.
Типы, основные параметры и размеры почтовых вагонов регламентированы ГОСТ 12722—77. Почтовые вагоны изготовляют двух основных типов: 1) ПП,:— с двумя кладовыми и сортировочными залами, предназначенные для перевозки почтовых грузов, обработки и обмена их в пути следования и с одним общим грузовым помещением (кладовой) и устройствами для механизации и автоматизации погрузочно-разгрузочных работ; .2) ПП-1 —для перевозки почтовых грузов в контейнерах и обмена их в пути следования. Линейные размеры почтовых вагонов (длина, ширина, высота кузова, база вагона и др.) не отличаются от указанных выше параметров вагонов, предназначенных для перевозки пассажиров. Вагоны типа ПП имеют: грузоподъемность (для почтовых грузов) .20 т; тару с экипировкой не более 47 т; площадь помещений для перевозки и обработки почтовых грузов не менее 51 м2; размер проема погрузочных дверей не менее 1370 X X 1980 мм. Размеры вагонов типа ПП-1 устанавливаются по соглашению завода-изготовителя с МПС и Министерством связи.
Почто в ы й вагон типа ПП (рис. XIII.6, с) имеет трактовую 1 и транзитную 7 кладовые, зал для сортировки писем 5, купе для отдыха бригады 8, служебное отделение для проводников вагона 4, туалет 3 с душем, котельное отделение 10, малый 6 и большой 9 коридоры и один тамбур 2. Трактовая кладовая оборудована полками для посылок, выгружаемых на промежуточных станциях; транзитная кладовая служит для размещения посылок, следующих на конечную станцию.
Почтовый вагон типа ПП-1 (рис. XIII.6, б) имеет один тамбур 1, бытовой отсек, состоящий из туалета 2, помещения для обслуживающей бригады 3 и котельного отделения 7, разделенных коридором 6, а также помещение для оператора 4 и багажную кладовую 5 площадью 53,5 ма. В кладовую вмещается 45 контейнеров объемом по 1,6 м3, установленных вдоль вагона в 384
Рис. X1II.7. Планировка вагонов: а — багажного, б — багажно-почтового, в — вагона-ресторана
13 Зак. 1752
385
Рис. XIII.5. Продольный разрез и планировка двухэтажного вагона для туристов с куполом для обозрения местности
901£
В первом этаже расположено семь четырехместных купе 1, служебное помещение 2, буфетное отделение 4, туалеты 3, малые 5 и 7 и большой 6 коридоры, камеры для холодильных установок 8 и два тамбура 9. На втором этаже находится пассажирский салон открытого типа, перекрытый застекленным куполом. В салоне установлены мягкие	°'
Кузова цельнометаллических пассажирских вагонов железных дорог СССР делятся на два конструктивных вида: со сквозной хребтовой балкой и с хребтовой балкой только в консольных частях вагона. Каждый от этих видов кузовов унифицирован для определенного типажного ряда пассажирских вагонов и представляет собой несущую конструкцию типа замкнутой оболочки с вырезами для окон и дверей, в которой металлическая обшивка подкоеплена поперечными и продольными элементами жесткости.
Примером кузова со сквозной хребтовой балкой может служить конструкция кузова некупейного вагона со спальными местами типа ПО модели ЦП ВО-66 Грис. ХШ.8). Кузов такого вагона (рис. XIII.9) расчленяется на следующие конструктивно-технологические блоки: раму с металлическим полом /, боковые 5 и торцовые 2 стены, крышу 4, перегородки 3, отделяющие тамбуры от остальной части к\ зова.
Рама кузова (рис. XIII.10) имеет сквозную хребтовую балку 7, шкворневые 2 и поперечные 12 балки. Хребтовая балка состоит из трех частей: концевых — из швеллеров Nb ЗОВ-1 по ГОСТ 5267.1—78, средней облегченной — из швеллера № 30а по ГОСТ 8240—79. Применение более легкого профиля в средней части хребтовой балки объясняется тем, что продольные усилия, возникающие в поезде, воспринимаются консольными частями хребтовой балки полностью, а в средней части — частично, так как здесь в воспринятии этих сил участвуют боковые стены и крыша кузова. Стыки швеллеров хребтовой балки выполняют косыми, располагают между шкворневыми и соседними с ними поперечными балками в разных поперечных плоскостях рамы.
Швеллеры хребтовой балки связаны между собой поперечными диафрагмами 3. В консольных частях хребтовой балки размещены объединенные передние 6 и задние 4 упоры автосцепок.
Консольная часть рамы имеет концевую балку 9 из швеллера № 30, усиленную верхним листом 8 и угольником 7, фигурные листы 11 толщиной 386
Рис. XIII.8. Общин вид кузова цельнометаллического пассажирского вагона длиной 23,0 м с хребтовой балкой (ЦМВО-66): / — крыша; 2 — боковая стена; 3 — рама; 4 — торцовая стена; 5 — перегородка между тамбуром и куювом; & —металлический пол
Л5Й?
I
8 мм с отогнутыми бортами и ребра 10. На участке от заднего упора автосцепки до шкворневой балки швеллеры хребтовой балки перекрыты снизу листом 5 толщиной 10 мм.\Ц1кворневая балка 2 коробчатого сечения состоит из вертикальных стенок, перекрытых верхними и нижними листами толщиной 10 мм. Поперечные балки рамы — штампованные, углового профиля, переменной высоты, толщиной 6 мм.
Настил пола выполнен из гладкого листа 17 толщиной 3 мм в консольных частях рамы и гофрированного 16 толщиной 2 мм в средней части. Гофры увеличивают жесткость пола в продольном направлении. Боковые обвязки рамы 14 выполнены из Z-образного профиля высотой 100 мм. К ним приварены балки пола 15, уложенные на металлический настил, а также нижние концы стоек боковых стен. Под полом размещен ящик 13 для постельного белья, бывшего в употреблении.
В местах пересечения хребтовой и шкворневых балок вварены диафрагмы и крестовина, вьшолпенные из листовой стали толщиной 10 мм.
Боковая стена ('рис. XIII.11) кузова выполнена из гофрированных листов, подкрепленных с внутренней стороны вертикальными стойками и верхней обвязкой. Наличие продольных гофров в листах боковых стен позволило отказаться от продольных элементов (стрингеров), применявшихся в кузовах вагонов первых выпусков.
Верхний пояс обшивки 1 выполнен из листа толщиной 2 мм, а межоконные простенки 2 и нижний пояс 3 — из листов толщиной 2,5 мм. Пояса соединены между собой внахлестку с помощью контактной сварки. Для стоек 5, расположенных в концевых частях стен у дверных проемов, использован специальный fi-образный профиль. Промежуточные стойки 4, расположенные в простенках между оконными проемами, имеют Z-образное сечение 56x45x40x3 мм. Верхняя обвязка 6 боковых стен выполнена из гнутого Z-образного профиля 50x70x20x4 мм, к которому привариваются концы стоек. Все элементы каркаса боковых стен привариваются к листам обшивки контактной точечной сваркой.
Торцовая стена (рис. XIII. 12) изготовлена из гофрированных листов 1 толщиной 1,5 мм, армированных угловыми стойками 2. По обе стороны дверного проема расположены стойки 3 из двутавра № 27, предназначенные для воспринятая ударов и сохранения от разрушения концевых частей кузова при авариях. Сечение этих стоек определено нормами расчета вагонов на прочность. На торцовой стене установлены ящики 4 для размещения запаса угля и хозяйственного инвентаря вагона. Три выреза 5 по углам стены предназначены для установки постоянных электрических сигнальных фонарей.
Крыша (рис. XIII.13) имеет сварной каркас, состоящий из Z-об-разных дуг (промежуточных 3 и концевых), соединенных с боковыми сбвяз-
13В
388
Рис. XIII.11. Боковая стена кузова вагона ЦМВО-66
ками 4 углового профиля. Боковые обвязки в свою очередь соединены по концам крыши с поперечными обвязками 6, выполненными из швеллера № 30. Концевые фрамуги 5 изготовлены из листов с вертикальными гофрами. Каркас крыши обшит в средней части гофрированными листами 1 толщиной 1,5 мм, а по скатам — листами 2 толщиной 2 мм. В крыше предусмотрены отверстия с соответствующими армировками для дефлекторов, а также имеются люки, через которые производят монтаж и демонтаж котла отопления, калориферов, бака для воды и вентиляционного агрегата.
Кузов собирают из готовых конструктивно-технологических блоков на определенных позициях путем сварки в местах сопряжения обвязок и других элементов.
Коррозионной стойкости кузова придается исключительное значение. С этой целью места прилегания его элементов перед приваркой покрывают токопроводящим грунтом, стены, пол и крышу тщательно очищают от ржавчины, окалины и сварочных брызг, обезжиривают с последующей сушкой и покрывают грунтовкой ФЛ-ОЗк (ГОСТ 9109—76).
390
рис. Х1П.13. Крыша кузова вагона.
Рис. XIII.14. Рама цельнометаллического пассажирского вагона без хребтовой балки
13В*	391
Зоны кузова, подвергающиеся особенно интенсивной коррозии (настил пола, подоконные пояса боковых стяги др.), покрывают грунтом ВЛ-02 или ВЛ-08, а затем антикоррозионными мастиками № 213 или 579. В последнее время для повышения противокоррозионной стойкости кузова применяют для обшивки листы из низколегированных сталей с присадкой меди марок 09Г2Д и 10ХНДП вместо углеродистых сталей марок СтЗ и 15кп. Низколегированные стали обладают также более высокой прочностью, что позволило снизить массу кузова на 1 т.
Кузов оборудуют упругими переходными площадками с резиновыми ограждениями баллонного типа, благодаря которым обеспечивается безопасный переход пассажиров из вагона в вагон, а также упругая связь сцепленных вагонов без зазоров между автосцепками (см. главу X).
Кузов с хребтовой балкой в консольных частях отличается от описанного главным образом устройством рамы, у которой нет хребтовой балки на участке между шкворневыми балками. Поскольку в кузове такой конструкции нижние обвязки боковых стен нагружены больше, чем у кузовов со сквозной хребтовой балкой, они имеют увеличенное поперечное сечение. В качестве нижней обвязки здесь применяется уголок с большим радиусом закругления и толщиной стенок 14 мм.
Концевая часть рамы этого кузова (рис. XIII. 14), предназначенная для воспринятия продольных сил и передачи их на боковые стены, имеет развитую конструкцию, состоящую из концевых 7, лобовых 2 и шкворневых 3 балок, раскосов 4 двутаврового сечения (вертикальные стенки толщиной 8 мм, горизонтальные полки — 10 мм) и отрезков хребтовой балки 5. Все эти элементы объединены в единый узел верхним и нижним листами толщиной 10 мм, имеющими вырезы. Нижние обвязки 6 соединяют две концевые части рамы.
Промежуточные поперечные балки 7 рамы предусмотрены двух видов: штампованные корытообразного профиля сечением 140x60x4 мм и прокатные из швеллера № 14. К прокатным балкам крепятся ящики для аккумуляторных батарей и другое тяжелое подвагонное оборудование. К поперечным балкам на участке между шкворневыми балками приварен металлический настил пола из гофрированной стали толщиной 2,5 мм. Гофры трапецеидальной формы расположены вдоль вагона (рис. XIII.15, сечение Б — Б). На участках от шкворневых до концевых балок настил пола гладкий толщиной 3 мм.
К нижним обвязкам приварены стойки 4 Z-образного гнутого профиля сечением 70x38x3 мм, соединенные вверху обвязкой 9 корытообразного неравнополочного гнутого профиля сечением 70x40x30x3 мм. Обшивка боковых стен 3 с продольными гофрами имеет толщину над окнами и между ними 2 мм, ниже окон — 2,5 мм Внутри листы кузова подкреплены продольными элементами 7 и 2
Обвязка 5 крыши выполнена из уголка 56x56x3 мм, дуги 6 — из Z-образных элементов сечением 45x65x40x2 мм, крайние листы (на скатах) 7 имеют толщину 2,5 мм, листы средней части 10 — толщину 1,5 мм. Внутри листы крыши подкреплены продольными балками 8 Z-образного профиля. Выше окон проходит карниз 11, а под окнами — пояс 12. Торцовые стены, как и у вагона с хребтовой балкой, имеют мощные стойки 13. Угловые стойки 14 специального профиля выштампованы из листа толщиной 2,5 мм.
Как показали исследования, эта конструкция кузова по сравнению с конструкцией со сквозной хребтовой балкой более экономична, имеет меньшую массу, является менее жесткой, вследствие чего способна лучше противостоять действию эксплуатационных и аварийных нагрузок
Рассмотренные конструкции традиционных видов кузова, собираемых из отдельных технологических блоков, все же не позволяют производить сборку (или демонтаж) узлов внутреннего оборудования и агрегатов вагона (вентиляции, отопления, электрооборудования) крупными блоками. Поэтому детали указанных узлов подают в кузов, 392
как правило, через двери и люки в крыше, а затем собирают их в узлы в тесных помещениях вагона. В последнее время вагоностроительные заводы разрабатывают также конструкции кузовов, в которых можно производить монтаж и демонтаж укрупненных блоков внутреннего оборудования, изготовляемых и собираемых на специальных участках, вне потока сборки вагонов. Одним из вариантов такой конструкции является кузов со съемной крышей, соединяемой со стенами при помощи рельефноболтового соединения, обеспечивающего жесткость, герметичность и технологичность сборочных и демонтажных работ как при строительстве, так и при ремонте вагонов.
Постоянное стремление снизить массу вагона, ликвидировать коррозию кузова, повысить его надежность и долговечность заставляют вагоностроителей искать новые материалы и применительно к ним оптимальные конструктивные решения. Многочисленные исследования показали, что наиболее перспективными в этом отношении являются алюминиевые сплавы, нержавеющая сталь и пластические массы, преимущества которых описаны в главе IV.
Наименьшая масса элементов конструкции при соблюдении необходимой прочности (равной со стальными) определяется физико-механическими свойствами выбранных материалов, которые могут быть выражены с помощью прочностно-весовых характеристик, например сБ/у (см. табл. IV.2).
Использование алюминиевых сплавов для несущих элементов кузова позволяет получить конструкции с большей по сравнению со стальным кузовом энергоемкостью, противокоррозионной стойкостью, со значительно меньшей массой, а при правильной технологии изготовления— не применять наружную окраску кузовов. Кроме того, из алюминиевых сплавов можно получить путем экструзии блоки и панели сложной формы, что в свою очередь дает возможность существенно сократить объем сборочных работ, уменьшить количество сварных швов и улучшить внешний вид вагона. Вместе с тем алюминиевые сплавы обладают невысокой усталостной прочностью и требуют осуществления мер по предотвращению электролитической коррозии в местах контакта их со стальными деталями. Исследования подтверждают, что из-за низкого модуля упругости алюминиевых сплавов для кузовов длиной более 20 м необходимо компенсировать потерю из-гибной жесткости (EI/13) за счет увеличения момента инерции сечения.
Широкое применение алюминиевых сплавов в вагоностроении в настоящее время сдерживается высокой их стоимостью и дефицитностью. Однако с течением времени стоимость алюминиевых сплавов будет снижаться, а производство их увеличиваться. Поэтому с целью накопления опыта вагоностроительные заводы строят и исследуют в эксплуатации кузова пассажирских вагонов из алюминиевых сплавов. Так, впервые Калининский вагоностроительный завод изготовил пассажирский вагон длиной 23,6 м с кузовом из алюминиево-магниевого сплава марки АМгб, что позволило облегчить кузов на 6260 кг по сравнению со стальным такого же типа и обеспечить его надлежащую прочность.
Этим же заводом изготовлен пассажирский некупейный вагон со спальными местами, несущий кузов которого (рис. XIII. 16) выполнен из алюминиевых сплавов по типу замкнутой оболочки без хребтовой балки. Элементы оболочки кузова (пол, боковые стены, боковая и средняя части крыши) изготовлены из гофрированных алюминиевых листов марки АМгб и имеют соответственно толщину 2,5; 2,5; 4 и 2 мм, а стойки, поперечные балки пола, верхние и нижние обвязки — из прессованных профилей, изготовленных из сплава марки 1915Т. Этот сплав содержит 3,7% цинка и 1,5 % магния, отличается от сплава АМгб увеличенными пределами прочности, текучести и выносливости, лучшими условиями получения сложных прессованных профилей. Исследования показывают, что применение сплава 1915 вместо АМгб позволяет снизить тару вагона на 800 кг и уменьшить его строительную стоимость на 1300 руб. В кузове этого вагона применены развитые по сечению нижние продольные обвязки высотой 400 мм, что позволило достигнуть соответствия нормам допустимых значений частот собственных изгибных колебаний кузова (см. главу IX).
394
Рис. XIII.16. Кузов пассажирского некупейного вагона со спальными местами из алюминиевых сплавов постройки 1969 г>
3508
Рис. XIII.17. Сечения кузова вагона из алюминиевого сплава со стальной рамой (левая половина — по простенку; правая половина — по шкворневой балке)
Калининский вагоностроительный завод построил еще одну модификацию пассажирского вагона длиной 26 м с кузовом сталеалюминиевой конструкции. В нем рама выполнена из низколегированной стали, а боковые, торцовые стены и крыша — из сплава марки АМгб. Рама не имеет сплошной хребтовой балки, в ее средней части расположены поперечные балки, пол в этой зоне выполнен из гофрированных стальных листов (рис. XIII. 17), а по концам — из гладких листов толщиной 2 мм.
Боковые стены кузова изготовлены из гофрированных алюминиевых листов толшиной 2 (надоконный и средний пояс) и 3 мм (подоконный пояс), подкрепленных элементами жесткости — стойками из прессованного Z-образного профиля. Верхние концы стоек соединены с обвязкой, имеющей форму уголка, а нижние — с полосой, связывающей заклепками боковую стену с рамой (см. узел V/). Крыша в средней части изготовлена из гофрированных листов толшиной 2 мм, подкрепленных 35 дугами прессованного Z-образного профиля. Концевые дуги имеют коробчатое сечение, а обвязка крыши — Z-образное. Торцовые стены также выполнены из гофрированных листов толщиной 2 мм и подкреплены стойками. Как и в других конструкциях, стена усилена в зоне дверных проемов стойками двутаврового сечения.
В сталеалюминиевых несущих конструкциях возникают дополнительные температурные напряжения, обусловленные различной величиной коэффициента линейного расширения стали и алюминия. Вместе с тем в них необходимо тщательно защищать места соединения стальных деталей с алюминиевыми во избежание электролитической коррозии. В сталеалюминиевом кузове не в полной мере используется высокая энергоемкость алюминия, однако стоимость вагона с таким кузовом ниже, чем с кузовом из алюминиевых сплавов благодаря относительно меньшему потреблению этих сплавов.
Современные конструктивные решения использованы в опытных вагонах поезда «Русская тройка» (РТ200) для скоростей движения 396
до 55 м/с (200 км/ч). Кузова этих вагонов (рис. XIII. 18) полностью изготовлены из алюминиевых сплавов марок 1915Т (элементы жесткости) и АМгбМ (обшивка).
Для уменьшения аэродинамического сопротивления боковые стены кузова наклонены к вертикальной оси вагона под углом 4°, подвагонное пространство на длине 8,3 м в средней части перекрыто кожухом-обтекателем. На остальной длине кузова поставлены откидные фальшборты. Кожух является одновременно несущим элементом конструкции и повышает ее изгибную жесткость. Поперечное сечение кузова этого вагона показано на рис. XIII.19.
Рама кузова (рис. XIII.20) выполнена без сплошной хребтовой балки с развитыми консолями, обеспечивающими передачу ударно-тяговых усилий на основные его узлы. Боковые обвязки имеют толщину стенок 8 мм. Поперечные балки, расположенные между шкворневыми балками, имеют форму швеллера (170x70x5 мм). Пол в средней части кузова выполнен из гофрированных листов толщиной 3 мм. Шкворневые балки имеют замкнутое поперечное сечение. Их вертикальные листы толщиной 14 мм перекрыты сверху и снизу горизонтальными листами толщиной 10 мм. Консольная часть хребтовой балки представляет собой два швеллера размером 300x80 х Х14 мм, перекрытых листами: верхним толщиной 6 мм и нижним 14 мм.
Для передачи продольных усилий на боковые стены и обеспечения их более полного включения в работу изменено расположение раскосов, которые имеют переменное сечение по длине. Концевая балка состоит из сваренных между собой вертикального и горизонтальных листов толщиной 10 мм. Средние части крыши кузова и несущего кожуха-обтекателя выполнены из одинаковых гофрированных листов толщиной 3 мм и прессованных дуг Z-образного сечения с «бульбой». Боковые листы крыши имеют толщину 4 мм, а кожуха — 6 мм. Для доступа к подвагонному оборудованию в кожухе предусмотрены три люка. Боковые стены выполнены из листа толщиной 3 мм и подкреплены Z-образными стойками.
Торцовые стены снабжены угловыми и противоударными стойками и имеют гофрированную обшивку толщиной 3 мм.
В настоящее время ведутся работы по использованию в конструкциях кузова экономнолегированной по содержанию никеля нержавеющей стали. Такие стали обладают высокими противокоррозионными и прочностными свойствами и хорошей свариваемостью. Для кузова опытного вагона со спальными местами (рис. XIII.21 и XIII.22) применена сталь марок Х14Г14НЗТ (обшивка пола, стен и крыши) и 10ХНДП (для элементов, подкрепляющих обшивку).
Благодаря применению этих сталей можно снизить массу кузова на 3 т по сравнению с кузовом серийного вагона, в основном за счет применения обшивочных листов и элементов каркаса уменьшенных толщин (листы пола, верхние пояса боковых и торцовых стен, а также средняя часть крыши— 1 мм, межоконный и подоконный пояса — 1,5 мм, дуги крыши и стойки стен — 2 мм). Кузов выполнен без хребтовой балки в средней части и без продольных обвязок крыши (концы дуг привариваются к верхним обвязкам боковых стен).
Исследования ВНИИВ показали, что применение экономнолегированной нержавеющей стали и сравнительно недорогой стали марки 10ХНДП позволяет получить срок окупаемости дополнительных капитальных вложений примерно 7 лет. Для кузова, выполненного полностью из нержавеющей стали, этот срок составляет 15 лет, а из алюминиевых сплавов при существующих ценах на них — 17 лет вместо предельно допустимого 7 лет. Разрабатываются также варианты облегченного коррозионно-стойкого кузова с применением других марок безникелевой нержавеющей стали, например марки 12Х13Г18Д (ДИ-61) для гофрированной обшивки и внутренних элементов каркаса, а также низколегированной стали 10Г2БД для металлоемких наружных элементов рамы и противоударных деталей торцовых стен.
397
1060 от голо8ок рельсов
Рис. ХШ.18. Общий вид кузова вагона скоростного поезда РТ200
1153 от головок ретсоВ _ ._____________tilt)___
953	, - зоо
*	^JOOТООТОО
5150,5 от головой рёльсоВ
7 7,315 , ,	•	351	71
25900
Рнс. ХШ.20. Рама кузова вагона поезда РТ200
Рис. ХШ.22.
2310
Рис. XIII.21. Поперечное сечение кузова цельнометаллического пассажирского вагона без хребтовой балки из экономнолегированной стали
Народ! ценных ваг 3460 руб. н;
С целы в несущих ' тан, изгото] пассажирок
Все ку; оборудуютс: кие платфор пределы оче мая в вагон подножки з; положении после откры жимает к отг укрепленныд туке имеется торый можг входе в ваги мы. По обе с новой стене наружные п< каченные дл: вагон с высог
Кузова I поездов не об ками, так i имеются толь вых пункта, высокими пл того, благода ножек сниж; ческое сопро: жении.
400
150 13
Рис. XIII.19. Поперечное сечение кузова вагона поезда РТ200
399
Рис. XI11.22. Кузов цельнометаллического пассажирского вагона из экономнолегированной стали
Рис. XIIL23. Тамбур и подножка цельнометаллического пассажирского вагона;
а ~ в открытом положении; б — в закрытом положении
Народнохозяйственный эффект при внедрении в производство облегченных вагонов с кузовами из безникелевой нержавеющей стали составит 3460 руб. на один вагон в год.
С целью накопления опыта применения пластических масс в несущих элементах вагона Калининским филиалом ВНИИВ был разработан, изготовлен и испытан опытный образец консольной части рамы кузова пассажирского вагона 18, с. 415—416].
Все кузова пассажирских вагонов (кроме вагонов скоростных поездов) оборудуются подножками для входа и выхода на высокие или низкие платформы. Подножки располагаются внутри тамбура и не выходят за пределы очертаний кузова. На рис. XIII. 23 показана подножка, применяемая в вагонах серийной постройки. При закрытой боковой двери тамбура подножки закрываются откидным фартуком 3, который запирается в этом положении защелкой. Фартук снабжен' пружинным механизмом, который после открывания двери и освобождения от защелки поднимает его и прижимает к открытой двери. В этом положении фартук фиксируется запором 2, укрепленным на двери; на фартуке имеется поручень 1, за который можно держаться при входе в вагон с низкой платформы. По обе стороны двери на боковой стене кузова укреплены наружные поручни 4, предназначенные для удобства входа в вагон с высоких платформ.
Кузова вагонов скоростных поездов не оборудуются подножками, так как их остановки имеются только в крупных узловых пунктах, оборудованных высокими платформами. Кроме того, благодаря отсутствию подножек снижается аэродинамическое сопротивление при движении.
401
Для перехода из одного вагона в другой во время движения поезда на концевых балках рамы кузова шарнирно укреплены переходные фартуки. Фартуки соседних сцепленных вагонов, будучи откинутыми вниз, опираются на специальные кронштейны, перекрывают друг друга и образуют сплошной переходный мостик.
В нерабочем положении (у расцепленных вагонов и на последней площадке хвостового вагона поезда) фартуки поднимают вертикально и закрепляют защелками. Фартуки ограждаются упругими площадками (см. рис. Х.31), обеспечивая безопасность пассажиров при переходе.
XIII.4. Внутреннее оборудование пассажирских, служебных и бытовых помещений
Внутреннее оборудование пассажирских вагонов должно соответствовать функциональным требованиям, предъявляемым к каждому типу вагона в зависимости от его назначения, и удовлетворять современным и перспективным условиям эксплуатации.
Соответственно этому выбирают размеры пассажирских, служебных и бытовых помещений. Однако они не должны быть меньше минимальных линейных параметров, принимаемых на практике, и соответствовать величинам, приведенным в нормах для расчета на прочность и проектирование несамоходных вагонов магистральных железных дорог. Например, ширина четырехместного купе должна быть для жестких вагонов не менее 1770 мм, мягких — 1910 мм, служебного отделения — 1350 Мм, туалета — 900 мм. Ширину диванов для пригородных вагонов принимают не менее 450 мм, жестких — 580 мм, мягких — 650 мм, длину диванов — 1750 мм для вагонов открытого типа и 1900 мм для вагонов купейных; расстояние над спальной полкой по высоте — не менее 950 мм.
Все внутренние поверхности кузова защищают от коррозии, изолируют и снабжают внутренней обшивкой, которая крепится к деревянным брускам, связанным с металлическими элементами кузова. В качестве изоляции применяют полистирольный пенопласт марки ПСБ-С (полистирол бес-прессовый самозатухающий, ТУ 50—64), который укладывают в настоящее время в зонах, наиболее подверженных коррозии. Остальные поверхности изолируют мипорой, обвернутой перфолем для предохранения от попадания в нее влаги. В дальнейшем предполагается перейти к применению заливочной самовспенивающейся изоляции.
Для устранения тепловых мостиков полки дуг крыши, стоек боковых стен и балок пола изолируют тонкими пакетами миноры с оболочкой из пер-фоля. Их приклеивают к указанным элементам битумным клеем. Сверх уложенных пакетов всю изолированную поверхность покрывают пергамином.
В качестве внутренней обшивки боковых стен и пола обычно применяют столярные плиты. Например, в вагоне открытого типа со спальными местами (ЦМВО-66) для обшивки под окнами использована столярная плита толщиной 19 мм. Над окнами и в простенках между окнами стены обшиты древесноволокнистой плитой толщиной 4 мм. Торцовые и тамбурные стены покрыты фанерой толщиной 10 мм, а крыша — фанерой толщиной 4 мм. Как правило, ниже обшивки крыши кузов имеет подшивной потолок, выполненный из древесноволокнистых плит толщиной 4 мм. Пол настилается столярными плитами толщиной 19 мм и покрывается линолеумом.
Окна всех строящихся в СССР типов вагонов унифицированы между собой. Их конструкции регламентированы отраслевыми стандартами, которые определяют типы окон, линейные размеры и технические требования к ним.
В пассажирских вагонах постройки отечественных заводов применяются два типа окон — широкие и узкие. Оба типа окон бывают опускные и глу-402
хие. Например, глухие окна в вагонах ЦМВО-66 расположены в боковой стене со стороны продольных диванов. Глухими окнами оборудуют также вагоны, имеющие установки для кондиционирования воздуха. Все окна (за исключением окна котельного отделения) имеют двойные плоские закаленные стекла по ГОСТ 5727—75.
Расположение окон по высоте вагона и величину их просвета выбирают так, чтобы нижняя кромка возвышалась над поверхностью сиденья до 500 мм, а верхняя кромка над полом — 1800 мм. Расстояние между окнами устанавливают в зависимости от планировки вагона и обеспечения пассажирам хорошей обзорности.
Конструкции окон должны обеспечивать беспрепятственную промывку и очистку пространства между рамами, фиксацию открытого пакета оконных рам по высоте в любом месте и быть оснащены светозащитными шторами.
Открывающееся окно (рис. XIII.24) вагонов отечественной постройки имеет перемещающийся по высоте пакет 1 опускных рам, который состоит из наружной алюминиевой 8 и внутренней деревянной 10 рам, соединенных шурупами и ригельными замками 5 с деревянной оконной коробкой 9. В обе рамы вставлены термообработанные стекла 7 толщиной 6 мм. Ручка-защелка 6 служит для фиксации окна в закрытом-положении. Опущенный вниз пакет открывает оконный проем на !/3 высоты. Перемещение пакета ограничивается резиновыми упорами 2. Пантограф рычажно-пружинного механизма 3, уравновешивающий пакет рам, облегчает его поднятие и позволяет останавливать в любом промежуточном положении. Прижимная рама 4 предназначена для уплотнения окна и стопорения пакета. Прижатие рамы к пакету производится ригельными замками. Узлы окна смонтированы на оконной коробке в единый блок. Под окном установлена металлическая коробка для сбора дождевой воды, которая может попасть в подоконный карман при опущенном пакете. Удаление воды осуществляется через дренажное отверстие.
Глухое (неоткрываюшееся) окно отличается от описанного выше отсутствием пружинно-рычажного механизма и ручки-защелки, а также конструкцией оконной коробки.
Окно с опускающимся пакетом рам вагона постройке завода ГДР показано на рис. ХШ.25.
Все окна вагона, за исключением окон туалетов и котельного отделения, оборудованы опускающимися шторами (рис. XIII.26) из плотной материи. Штора закреплена на полом цилиндрическом барабане 1, в который вмонтирован пружинный механизм намотки 2. Барабан закрыт сверху карнизом 3. В нижней части шторы имеется механизм 4, позволяющий фиксировать ее в любом положении по высоте.
Рис. XIII.24. Окно вагона ЦМВО-66 с опускающейся рамой
403-
Рис.
ХШ.25. Окно купейного
вагона с опускными рамами достройки завода
ГДР
Рис. XII1.26. Штора окна вагона ЦМЬО-66
I вагон тые и ОТ ТИ1 ки дв ры ДЕ лены ние в
К являк ДОЛЖ1 ми, ф а в pj ПОЛОД ваннь купе ных п ными стиям ружш няютс пован ТОЛЩЕ жены ЩИМС5 дохра нижне лоизо. в пасс внутр» вянны О' гона ( спады для CI от це1 полож вана в днев полки лены г попере жены матра» К торг городк ление I годно? рой па нимаяс места, местом ки 2 д жиров, ЗИНКОЙ шалот 11 длг размен
404
Двери в пассажирских вагонах применяются створчатые и задвижные в зависимости от типа вагона и места установки дверей. Минимальные размеры дверей по ширине установлены нормами на проектирование вагонов.
Ко всем типам дверей предъявляют единые требования: они должны быть травмобезопасными, фиксироваться в закрытом, а в ряде случаев и в открытом положении, иметь унифицированные замки. Обычно двери купе для пассажиров и служебных помещений бывают задвижными с вентиляционными отверстиями в нижней их части. Наружные тамбурные двери выполняются одностворчатыми, штампованными из листовой стали толщиной 2 мм. Эти двери снабжены одинарным неоткрываю-щимся окном, огражденным предохранительной решеткой. В нижней части двери имеется теплоизоляция. Двери из тамбура в пассажирское помещение и все внутренние выполняются деревянными.
Отделение некупейного вагона (рис. XIII.27) имеет шесть спальных мест или девять мест для сидения. С одной стороны от центрального прохода расположены два поперечных дивана 1 и откидывающиеся в дневное время вверх спальные полки 3, над которыми укреплены полки для багажа 5. Под поперечными диванами расположены рундуки 12 для хранения матрацев и багажа пассажиров. К торцовой части каждой перегородки, отделяющей одно отделение от другого, прикреплена подножка 10 с поручнем, которой пассажиры пользуются, поднимаясь на верхние спальные места. Над каждым спальным местом размещены откидные сетки 2 для мелких вещей пассажиров, брюкодержатели 4 с резинкой для зажима брюк, вешалочные крючки и держатели 11 для матрацев. На потолке размещены нижняя часть пото-
Рис. ХШ.27. Отделение для пассажиров некупейного вагона со спальными местами
(ЦМВО-66)
405-
Рис. XIII.28. Четырехместное купе
„точного дефлектора и решетка, через которую поступает воздух, подаваемый системой принудительной вентиляции.
Для освещения служат два потолочных светильника с люминесцентными лампами, над окном в потолке вмонтирован радиорепродуктор с регулятором громкости. Между поперечными диванами под окном укреплен подоконный столик 17.
С другой стороны от прохода в пассажирском отделении расположен продольный диван 9, средняя часть которого в дневное время откидывается вверх и превра-'щается в подоконный столик 15. В этом положении диван превра
щается в два места для сидения
пассажиров. Над диваном расположена продольная откидная полка 8, в дневное время складываемая и укрепляемая под полкой для багажа 7.
Диваны и спальные полки имеют деревянную, обитую фанерой раму, на которой уложен слой пенопласта, покрытого сверху павинолом. Багажные полки изготовляют из столярной плиты толщиной 25 мм и обшивают по кромкам алюминиевыми раскладками. Откидные полки 5 подвешены на петлях к перегородкам, разделяющим отделения для пассажиров. В откинутом (рабочем) положении полки поддерживаются кронштейнами 16. Полки 8 укреплены на специальных металлических тягах 13, а в рабочем положении опираются на упоры 14, прикрепленные к перегородкам. В нерабочем положении все полки удерживаются защелками 6.
Вкупе вагона (рис. XIII.28), рассчитанном на четыре спальных места, расположены два дивана с рундуками и верхние спальные откидные
полки, которые в нерабочем положении поднимаются вверх и закрепляются пружинными защелками. Над потолком коридора расположена ниша дтя размещения багажа, под окном установлен столик, над каждым спальным местом предусмотрены софиты и брюкодер-жатели, на стенах закреплены вешалочные крючки. На потолке купе размешены потолочный дефлектор, решетка или жалюзи, через которые поступает вентиляционный воздух, радиорепродуктор с регулятором громкости и светильник. Над нижними спальными местами, кроме того, размещены откидные газетные сетки, а над верхними — сетки для мелкого багажа.
Четырехместное купе пассажирских вагонов с мягкими спальными местами отличается от предыдущего увеличенным по ширине размером (2100 вместо 1750 мм). Двухместное купе оборудуют мяг-
Рис. XIII.29. Туалет котлового конца вагона ЦМВО-66:
I — унитаз; 2 — ящик для туалетной бумаги; 3 — -озонатор; 4 — вешалочный крючок: 5 — зеркало; 6 — туалетная полочка; 7 — мыльница; 8 — умывальный кран; 9 — умывальная чаша; 10—рычаг водяного затвора; 11 — водяной затвор: 12 — сливная труба; 13 — кувшин для ерша; 14 — сливное отверстие в полу
406
ким диваном и откидной полкой, устанавливаемыми только у одной из поперечных перегородок. Иногда в двухместных купе имеется умывальник с откидной крышкой; некоторые вагоны имеют умывальники, расположенные под откидной крышкой столика или в дополнительных умывальных отделениях, размещенных между смежными двухместными купе.
Продольные коридоры купейных вагонов часто оборудуют откидными сиденьями, пепельницами и радиорепродукторами. На потолке коридора расположены светильники. В малом коридоре установлен ящик для мусора.
Служебное отделение обычно оборудовано диваном с рундуком, полками и нишами для размещения чистого постельного белья, раковиной для мойки посуды, радио- и осветительными приборами и др.
Кроме того, в служебном отделении обычно размещаются распределительный щит электрооборудования вагона и нумератор звонков вызова проводника в купе пассажирами.
Для хранения белья, бывшего в употреблении, вагоны дальнего следования оборудуют ящиком, подвешенным под кузовом. Доступ в ящик предусмотрен через люк в полу.
На обоих концах вагона размещены туалеты (рис. XIII.29). В вагонах с большой населенностью иногда дополнительно к этому устраивают умывальные кабины. Вагоны более высокого класса оборудуют душевыми установками и умывальниками в каждом купе или по одному на два купе.
XI П.5. Водоснабжение вагонов
Для удовлетворения санитарно-технических нужд и создания надлежащих комфортных условий пассажирам в вагонах предусматривают системы, обеспечивающие поддержание в кузове оптимальной температуры, чистоты и обмена воздуха, необходимые нормы освещенности, допустимый уровень шума и снабжение холодной и горячей водой. Поскольку системы отопления, охлаждения и вентиляции воздуха изучаются в курсе «Холодильное оборудование и кондиционирование воздуха», системы искусственного освещения и электроснабжения агрегатов и устройств — в дисциплине «Электрооборудование вагонов», а меры по уменьшению шума — в курсе «Динамика вагона», в данном параграфе излагается устройство системы водоснабжения.
Система водоснабжения предназначена для обеспечения туалетов холодной и горячей водой, пополнения котла отопления водой между заправками, а также для снабжения пассажиров кипяченой горячей и охлажденной водой.
Минимальный запас воды в системе водоснабжения определяется средним его расходом на одного пассажира, который по существующим нормам принят 20 л. Общий запас воды распределяется следующим образом: для холодного водоснабжения 75% и для горячего 25%.
Имеются две конструкции устройств водоснабжения — для вагонов отечественного производства и для вагонов постройки заводов ГДР. Система водоснабжения для всех типов пассажирских вагонов принята единого типа — самотечная, как наиболее простая в монтаже и обслуживании.
Система водоснабжения некупейного вагона (рис. XIII.30) имеет три бака общим объемом 1000 л, расположенных под крышей. Для холодной воды имеются: с котлового конца вагона—малый расходный бак 4 объемом 80 л, соединенный с атмосферой; с некотлового конца — большой бак 17 на 850 л. Наливные трубы размещены в большом баке; их нижние концы заканчиваются головками для присоединения шланга. Оба бака сообщаются между собой, что позволяет производить заправку системы водой с любой стороны вагона.
Чтобы в головках наливных труб, расположенных снаружи вагона, не образовывались ледяные пробки, предусмотрены электрообогреватели.
407
Рис. ХШ.ЗО. Схема водоснабжения некупейного вагона со спальными местами (ЦМВО-66):
1 — обогреватель сливных труб; 2 — вентиль для заполнения запасного бака системы отопления; 3 — кран для слива воды; 4 — малый бак; -5 — поддон; 6 — расширительный бак; 7 — вентили для отключения системы горячего водоснабжения от водогрейной плиты; 8 — водогрейная плнта; 9 — ручной насос; 10 — комбинированный кипятильник; 11 — бак горячей воды; 12— унитаз; 13— умывальная чаша; 14— мойка; 15— водоохладитель; 16— бак кипяченой воды; 17 — большой бак
Внутри вагона на наливных трубах установлены вентили. Для сбора конденсата, образующегося вследствие запотевания баков, особенно в зимнее время, под ними расположены поддоны.
Вода для системы горячего водоснабжения помещается в баке 11, в котором смонтирован подогревающий змеевик. В зимнее время горячая вода поступает в змеевик непосредственно от котла водяного отопления вагона, а летом, когда котел водяного отопления не работает,— от водогрейной плиты, установленной в котельном отделении. Плита используется также проводниками вагона для приготовления пищи.
В системе водоснабжения купейного вагона постройки заводов ГДР (рис. XIII.31) в отличие от предыдущей системы с некстлового конца расположены два сообщающихся между собой бака. Общий объем системы водоснабжения 1050 л. В этой системе вода нагревается в специальном бойлере 1 змеевиком, соединенным системой труб и кранов с котлом отопления. Летом бойлер можно подогревать от плитки для приготовления пищи, отапливаемой твердым топливом.
Рис. XIII.3I. Схема водоснабжения купейного вагона постройки завода ГДР:
1 — бойлер для подогрева воды; 2 — нагревательный змеевик бойлера от котла отопления; 3 — трубопровод и вентиль присоединения шланга для мытья туалета; 4— термометр бойлера: 5 — умывальник; 6 — бак для питьевой воды; 7 — охладитель питьевой воды; 8 — мойка в служебном^ отделении; 5—кипятильник; 10— обратный трубопровод горячей воды; 11 — соединительная труба водяных баков; 12 — трубопровод горячей воды; 13 — баки холодной воды; 14 — наливные трубы со стороны коридора и купе; 15 — контрольные трубки уровня воды в баках; 16 — вестовая труба; П — унитаз; 18 — трубопровод для промывки унитаза горячей водой из системы отопления
408
Рис. XI11.32. Комбинированный кипятильник с угольным и электрическим разогревом:
1	— корпус кипятильника;
2	— черта «15 л» на указателе уровня сборника кипяченой воды; 3 — сливной патрубок^ 4 — крышка с гнездом; 5 — гнездо электронагревательного элемента; 6 — перепускная труба поплавкового клапана; 7 — трехходовой кран; is — водоотстойник;
9 — сетчатый фильтр; 10 — стеклянный колпак; 11 — натяжная скоба; 12— указатель уровня; 13 — крышка поплавкового клапана; 14. 15 — соответственно верхняя и нижняя красная черта указателя уровня поплавкового клапана; /6 — поплавок с осью; 17, 29 — запорные краны водомерных стекол;
18 — корпус поплавкового клапана; 19— ртутный термометр; 20 — водоразборный кран; 21 — корпус топки;
22 — спускной край; 23 — ящик для золы; 24 — зольник, 25 — люк зольника; 2Ь — колосник; 27 — боковой электронагревательный элемент; 28— люк топки; 30 — указатель уровня кипяченой воды; 31 — конус водосборника; 32 — водосборник; 33 — верхний электронагревательный элемент
Пассажирские вагоны других типов (вагоны-рестораны, почтовые, багажные и др.) также оборудованы системами самотечного водоснабжения и отличаются от приведенных выше конструктивными решениями, обусловленными назначением вагонов.
Например, система водоснабжения вагона-ресторана состоит из двух частей, одна из которых обеспечивает водой котельное отделение, умывальное и душевое помещения, а другая — раздаточное отделение и кухню. Для горячей воды предусмотрен бак объемом 200 л; вода подогревается в змеевике, вмонтированном в кухонную плиту. Почтовые и багажные вагоны имеют небольшой запас воды (около 300 л). Горячая вода для бытовых нужд (умывальника и душа) подается от расширителя котла, а для промывания унитаза — от возвратной трубы сети отопления.
На рис. XIII.32 показана схема устройства кипятильника непрерывного действия. Питание кипятильника водой осуществляется из системы водоснабжения, при этом заполнение водой кипятильного пространства происходит до тех пор, пока не закроется поплавковый клапан. В этом случае уровень воды в конусе 31 находится ниже его верхнего края. При закипании часть воды за счет бурления переливается через край конуса, попадая в водосборник, откуда она может использоваться через кран 20. Убыль воды в конусе компенсируется автоматически добавкой порции сырой воды до прежнего предела, благодаря чему описанный процесс вновь повторяется непрерывно.
Рис. XIII.33. Схема установки для охлаждения питьевой воды:
1 — ниша раздачи воды; 2 — водоразборный кран; 3 — воздушная труба; 4— бак кипяченой воды; 5 — переливная труба; 6 — бак охлажденной воды; 7 — термостат; 8 — испаритель; 9 — кран для слива воды; 10 — автоматический регулирующий вентиль; 11— фильтр: 12 — запорный вентиль; 13 — ресивер; 14 — электродвигатель: 15 — вентилятор: 16 — конденсатор; 17 — холодильный агрегат; 18 — компрессор; 19 — всасывающий вентиль;	20 — нагнетательный
вентиль
14 Зак- 1752
409
Пассажирские вагоны оборудуются также устройством для охлаждения питьевой воды (рис. XIII.33). Водоохладитель помещен в шкафу, где расположены бак 4 для кипяченой воды емкостью 40 л, бак для охлажденной воды 6, холодильный агрегат 17 и ниша раздачи воды 1 краном 2.
В холодильном агрегате компрессионного типа в качестве хладагента применяется хладон-12. Уровень температуры охлаждения воды устанавливается при помощи термостата 7 и может регулироваться в пределах 285—293 К (12—20° С).
XIII.6. Особенности пассажирских вагонов зарубежных железных дорог
Зарубежный парк пассажирских вагонов отличается большой многотип-ностью из-за особенностей той или иной страны и сложившихся в ней условий эксплуатации на железных дорогах, конкуренции между вагоностроительными фирмами, а также железнодорожными, авиационными и автомобильными компаниями. Несмотря на это, принимаются меры унификации и стандартизации вагонных конструкций и подчинения их определенным нормативным требованиям по соблюдению геометрических параметров и расчетных усилий. Так, пассажирские вагоны в странах Западной Европы строятся с соблюдением правил Международной организации по стандартизации (МСО), а вагоны стран американского континента отвечают требованиям, утвержденным Ассоциацией американских железных дорог (AAR).
В странах социалистического содружества приняты правила, установленные Организацией сотрудничества железных дорог (ОСЖД)- Поскольку некоторые из этих стран входят в Международный союз железных дорог (МСЖД), они строят свои вагоны с учетом правил этого союза.
По конструктивным признакам пассажирские вагоны зарубежных стран можно разделить на два основных вида: вагоны западноевропейских железных дорог; вагоны стран американского континента и стран, использующих вагоны постройки заводов США.
Обычно вагоны западноевропейской постройки не имеют хребтовых балок и мощных торцовых стен. По климатическим условиям этих стран кузова обычно имеют более слабую, чем у вагонов СССР, изоляцию стен и одинарные окна. Вагоны оборудуются паровой или электрической системой отопления, питаемой от централизованного источника, и не имеют собственных котлов отопления. В большинстве вагонов нет служебного отделения. Вагоны дальнего следования часто имеют трехъярусное расположение спальных мест, а многие купейные вагоны — только места для сидения.
В кузовах широко используются алюминиевые сплавы и нержавеющие стали. МСЖД установил два типа пассажирских вагонов с местами для сидения: тип X (рис. XIII. 34, а) с 12 купе по шесть мест в каждом (этот тип принят железными доро-
2ЕВ0
Рис. XIII.34. Планировка пассажирских вагонов МСЖД: а — типа X; б — типа Y
410
гами ФРГ, Австрии, Швейцарии, Голландии и Бельгии); тип У (рис. XIII.34, б) с десятью восьмимести ымн купе (этот тип принят железными дорогами ГДР, Данин, ПНР, ЧССР, ВНР, СРР, СФРЮ и Франции).
Кузова указанных вагонов согласно требованиям МСЖД рассчитывают на продольную сжимающую нагрузку 2 МН (200 тс), а при расчете на вертикальную нагрузку учитывают вес кузова и удвоенный вес пассажиров при коэффициенте динамики около 0,3.
Вагоны железных дорог США проектируют по нормам прочности, близким к нормативам, принятым в СССР. Продольные усилия, на которые рассчитывают кузова вагонов США, составляют 3,6 МН (360 тс), поэтому они при прочих равных условиях обладают большей массой, чем вагоны западноевропейских дорог. Вагоны США имеют рамы с хребтовой балкой, мощные торцовые стены оборудованы автосцепкой. Эти вагоны снабжены усиленной изоляцией, оборудованы самостоятельной системой отопления, приспособленной также к получению тепла от централизованных источников. Они согласно стандарту AAR строятся длиной 25 900 мм, шириной 3048 мм и высотой .от уровня головок рельсов 4115 мм. Вагон для перевозки пассажиров на короткие и средние расстояния обычно имеет общее помещение, в котором установлены поворотные кресла со спинками, позволяющими менять их наклон. Этот тип вагона является преобладающим в США (80% всего пассажирского парка), так как более 70% междугородных пассажирских перевозок осуществляется на малые расстояния (около 300 км). Спальные вагоны строятся купейными. Их доля в парке пассажирских вагонов — всего 10 %.
Все пассажирские вагоны, строящиеся за рубежом, имеют цельнометаллические кузова. В их конструкции весьма широко применяются гнутые профили. Исключительное внимание вагоностроительные фирмы уделяют коррозионной защите и снижению массы несущих конструкций. С этой целью широко применяют специальные стали типа Кор-Тен (США и др.), нержавеющие стали (Япония, Франция и др.). Используются также алюминиевые сплавы (США, Канада, ФРГ и др,). При этом широко применяют прессованные профили и крупногабаритные панели, на долю которых иногда приходится более 60 % общей массы потребляемого металла, что, как указано выше, позволяет получать облегченные несущие конструкции с относительно небольшим объемом сварочных работ и хорошим внешним видом.
Значительное число вагонов зарубежной постройки оборудовано установками полного кондиционирования воздуха. Большинство вагонов, построенных в последние годы, предназначено для эксплуатации в поездах с централизованным электроснабжением (Англия, ФРГ, Франпия, Австралия и др.). Такие вагоны, кроме того, оборудованы электрическим отоплением.
Для улучшения технико-эстетического оформления вагонов к процессу их создания и модернизации привлекаются дизайнеры.
В последние годы в Америке и странах Западной Бвропы (ФРГ, Австралия, Бельгия и др.) проявляется тенденция к созданию легко монтируемых и демонтируемых конструктивно-технологических блоков и трансформации внутреннего оборудования. Первое позволяет обеспечить длительную моральную долговечность вагона благодаря возможности замены в течение всего срока службы вагона исходной конструкции блоками с другой компоновкой внутреннего оборудования, отвечающими новым изменившимся социальным и эстетическим потребностям. Второе позволяет быстро менять расположение мебели и тем самым перестраивать вагон из одной категории в другую, создавая повышенные комфортные условия для пассажиров в различное время суток.
Наряду с этим за рубежом (США, ФРГ. Япония) создают вагоны для скоростей движения свыше 55 м/с [20, с. 9—14].
Увеличение скорости движения пассажирских вагонов вызывает необходимость изыскания эффективных систем стабилизации поперечных колебаний вагонов и осуществления мер по уменьшению воздействия на пассажиров и на путь. Значительные работы в этом направлении ведутся в США, Японии, ФРГ.
Для увеличения скорости движения на кривых участках пути до предела, обусловленного комфортными условиями, применяют системы принудительного наклона кузова вагона (пневматические, гидравлические, механические и др.). Кроме того, большое внимание уделяют проблеме сверхскоростного транспорта без традиционной тяги и рельсового пути.
Желание избавиться от сильного шума, производимого сжатым воздухом, непрерывно выходящим из воздушной подушки, и снизить расход энергии, необходимой для поддержания вагона или поезда во взвешенном состоянии по отношению к пути, привело к изменению ориентации в создании систем высокоскоростного транспорта: вместо воздушной подушки рекомендуются системы магнитного подвешивания. Западногерманские фирмы Краус-Маффей и Мессершмитт-Бельков-Блюм используют системы подвешивания с электромагнитами постоянного тока (рис. XIII.35). По данным этих фирм, мощность, необходимая для поддержания во взвешенном состоянии 1 т массы подвижного состава, составляет не более 1 кВт, т. е. в 20 раз меньше, чем при воздушной под¥шке. В системе подвешивания между вагоном и направляющими шинами, по которым он движется, устанавливается постоянный зазор около 20 мм. Это достигается с помощью питающих электромагниты тиристорных преобразователей, которые 14*	411
Рис. XIII.35. Схема вагона на электромагнитном подвешивании (вариант):
1 — кузов; 2 — аварийная опора; 3 — статорная обмотка линейного двигателя; 4— реактивная шипа (ротор) линейного двигателя; 5 — путь; 6 — токоприемник; 7 — подъемный электромагнит; 8 — ферромагнитный рельс; 9 — направляющий электромагнит
используются для автоматического регулирования тока возбуждения электромагии-тов под воздействием датчиков, контролирующих величину зазора. Поступательное движение осуществляется линейными двигателями, установленными на подвижном составе и взаимодействующими с реактивной алюминиевой шиной, расположенной на пути.
Торможение может осуществляться за счет реверсирования линейного двигателя, аэродинамически с помощью специальных закрылков и клещевым механическим тормозом с пластмассовыми колодками.
XIII.7. Тенденции развития конструкций пассажирских вагонов
Научно-техническими прогнозами на период до 1990 г. определены следующие направления развития конструкций пассажирских вагонов.
Для повышения провозной способности железных дорог целесообразно увеличивать длину вагонов.
Исследования ВНИИВ и ВНИИЖТ показали, что наиболее рациональными линейными параметрами новых типов вагонов являются длина 26,49 м, база 19,25 м, ширина 3,04 м. Ожидаемый народнохозяйственный эффект от внедрения таких вагонов составляет около 1300 руб. в год на один вагон.
В связи с этим возникают задачи создания нового типажного ряда пассажирских вагонов с максимальной степенью унификации конструктивных узлов и с оптимальным уровнем комфорта для каждого из типов. Поскольку по условиям вписывания в габарит увеличение длины кузова вызывает уменьшение его ширины, схема строящегося в настоящее время вагона от-412
“ixTcrc типа co спальными местами не может быть использована при удли-вагона до 26 м.
Для повышения провозной способности железных дорог и обеспечения . чз’Д комфортных условий предусмотрено проведение необходимых работ оо созданию пассажирских вагонов по более просторному габариту Т.
Кузова пассажирских вагонов новых типов рационально проектировать без хребтовых балок в средней части рамы. Обшивку этих вагонов целесообразно выполнять с трапециевидными гофрами развитого сечения. На ближайшую перспективу оптимальным вариантом считают конструкцию кузова с применением экономнолегированной по никелю нержавеющей стали марки Х14Г14НЗ для обшивки и стали марки 10ХНДП для каркаса. Использование сталей этих марок позволит получить народнохозяйственный эффект более 2000 руб. на один вагон в год.
Следует продолжить работы по дальнейшему изысканию приемлемых для несущих вагонных конструкций алюминиевых сплавов и применительно к ним рациональных конструктивных решений узлов вагона.
Важной проблемой является создание конструкций пассажирских вагонов с несущими элементами кузова и внутренним оборудованием (в том числе устройствами для обеспечения комфорта — отопления, вентиляции, водоснабжения и др.), собираемыми из крупных конструктивно-технологических блоков вне общей поточной линии сборки вагонов.
В области электроснабжения вагонов на ближайшую перспективу (до 20 лет) наиболее рациональным способом питания потребителей является централизованная система от поездной высоковольтной магистрали со статическим преобразователем энергии, установленным в каждом вагоне.
Наиболее перспективным направлением развития отопительных систем следует считать электрическое отопление конвективными электропечами и подогрев воздуха в системе принудительной вентиляции с помощью электрокалорифера. Питание электронагревательных элементов целесообразно осуществлять от магистрали напряжением 3000 В постоянного или однофазного переменного тока.
Целесообразно создание герметичных компрессоров малых габаритов и массы, а также автономных кондиционеров компактной конструкции.
Необходимо осуществлять дальнейшее снижение шума в вагонах, в частности применением рекомендованных ВНИИВ конструкций «плавающего» пола, амортизаторов и др.
Обеспечению пожаробезопасности должно быть уделено особое внимание. Эту задачу целесообразно решать путем разработки конструктивных мер по локальной защите узлов вагона, применения негорючих и трудносгораемых материалов.
В СССР, как и в других развитых странах мира, проводятся систематические работы по дальнейшему увеличению скоростей движения пассажирских поездов. Это объясняется тем, что железнодорожный транспорт с его широкими возможностями создания комфортных условий и удобств для проезда пассажиров успешно конкурирует с авиационным и другими видами транспорта на трассах протяженностью до 600 — 800 км, а при скоростях движения поездов 55—83 м/с — протяженностью 1000 км и более. Железнодорожный транспорт располагает также всеми возможностями, чтобы сохранить в перспективе свою роль и на расстояниях большей протяженностью.
На Октябрьской дороге между Москвой и Ленинградом уже на протяжении нескольких лет регулярно курсируют поезда со скоростью до 45 м/с. Созданы электропоезда и вагоны локомотивной тяги для движения со скоростью до 55 м/с. Испытывался экспериментальный вагон ВНИИВ с турбореактивным двигателем, рассчитанный на скорость движения 70 м/с (250 км/ч).
Создание подвижного состава применительно к условиям скоростного движения связано с решением ряда технических проблем. К главным из
413
них относятся решения в области аэродинамики поезда, которые в основном направлены на уменьшение воздушного сопротивления. Это обстоятельство вызывает необходимость частичного изменения формы самого вагона и конструкции его отдельных частей (закрытие подвагонного оборудования и межвагонных пространств, устройство подножек без откидных фартуков и др.). Тележки вагонов должны обладать повышенными ходовыми качествами и надежностью. Тормозная система выполняется применительно к условиям эксплуатации скоростных поездов.
Специфические требования предъявляются к электрооборудованию, системам кондиционирования воздуха и другим устройствам вагона [9, 20].
На основе предпроектных исследований, проведенных ВНИИВ и ВНИИЖТ, разработаны технические требования к вагонам локомотивной тяги для скоростей движения до 55 м/с, руководствуясь которыми Калининский вагоностроительный завод спроектировал и построил пассажирские вагоны, эксплуатирующиеся в составе поезда РТ200. Особенности конструкции кузовов таких вагонов описаны в п. XIII.3.
Таким образом следует проводить дальнейшие разработки конструкций рельсового подвижного состава для скоростей движения 55—83 м/с (200—300 км/ч). Необходимо также проводить научно-исследовательские работы по высокоскоростному пассажирскому транспорту с системой магнитного подвешивания.
Глава XIV
ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ, ПОСТРОЙКИ И ИСПЫТАНИЯ ВАГОНОВ
XIV.1. Стадии проектирования, изготовления и испытаний вагонов
Вагоны должны удовлетворять общим требованиям, предъявляемым к подвижному составу железных дорог. Эти требования определяются необходимостью обеспечения целесообразных технико-экономических параметров вагонов, а также условиями взаимодействия вагона и железнодорожного пути, безопасностью движения, надежностью и долговечностью конструкции в эксплуатации. При проектировании вагонов их вписывают в заданный габарит, исходят из допустимых осевой и погонной нагрузок, высоты продольной оси автосцепки над головками рельсов.
При разработке конструкции вагонов учитывают специальные требования, обусловленные типом вагона, его назначением, удобством перевозок пассажиров или грузов, условиями механизации и автоматизации погрузки и выгрузки, ремонта, осмотра и т. д.
Проектирование вагонов выполняют с учетом разработанных типажных рядов грузовых и пассажирских вагонов, действующих стандартов, унификации конструкций путем применения стандартных и типовых углов и деталей, Правил технической эксплуатации железных дорог СССР из инструкций МПС, норм для расчетов на прочность и проектирования вагонов, технологичности и экономичности при их постройке и ремонте.
Неотъемлемой частью всех стадий процесса проектирования вагонов является их художественное конструирование [31, с помощью которого определяется наилучшее соотношение функциональных, эксплуатационных, технологических и эстетических требований к новым конструкциям вагонов.
При создании новой конструкции вагонов необходимо учитывать и требования техники безопасности, психофизических возможностей и эстетического воздействия. Требования технической эстетики составляют одну из групп показателей качества вагона [63]. Для воплощения этих требований в конструкцию вагона необходима совместная работа на всех этапах проектирования инженера-конструктора и художника-конструктора. Их совместная творческая работа наиболее полно определит наилучшее соотношение многих факторов, связанных с внешним видом и технической характеристикой вагона.
Создание новой конструкции вагона предусматривает следующие основные стадии: технические требования, техническое задание, технический проект, опытный образец, испытание.
Технические требования-— основной начальный документ, исходящий от заказчика (МПС), для вагонов, обращающихся по магистральным железным дорогам и метрополитенам. В них содержатся установленные в результате технико-экономических исследований основные параметры вагона, его особенности. В технических требованиях заказчик формирует будущую конструкцию, за которую он несет ответственность вместе с разработчиком и строителем.
Техническое задание является исходным расширенным документом на проектирование вагона. В нем устанавливаются основное назначение, технические характеристики, показатели качества и техникоэкономические требования, предъявляемые к разрабатываемой конструкции вагона, указываются необходимые стадии разработки конструкторской 415
документации и ее состав, а также специальные требования к вагону. Техническое задание на проектирование вагонов, обращающихся по общей сети железных дорог СССР, разрабатывают, как правило, заводы-изготовители вагонов (конструкторские отделы) или разработчики. В отдельных случаях наряду с техническим заданием готовится техническое предложение.
Техническое предложение — документ, содержащий технические и технико-экономические обоснования целесообразности разработки документации на основании анализа технического задания и различных вариантов возможных решений, сравнительной оценки решений с учетом конструктивных и эксплуатационных особенностей разрабатываемого и существующих вагонов, а также патентных материалов. Техническое предложение на проектирование вагонов разрабатывается заводом-изготовителем на основе технико-экономических исследований, предусматривающих выполнение перевозок с наименьшими затратами подвижного состава и минимальными эксплуатационными расходами, а также с учетом использования опыта эксплуатационной работы вагонного парка железных дорог СССР. По этим расчетам определяются тип вагона и его параметры (грузоподъемность или вместимость, количество осей, осевые и погонные нагрузки, тара, объем кузова, площадь пола, габаритные размеры и т. п.).
В техническом предложении разрабатываются технические условия, в которых указываются конструкционная скорость движения, требования по прочности отдельных деталей и узлов вагона, вписыванию вагона в кривые, устройству рессорного подвешивания и другие характеристики, определяемые назначением вагона и условиями его эксплуатации.
Эта стадия проектирования вагона имеет следующие этапы: подбор материалов, разработку технического задания, рассмотрение и утверждение технического предложения. После согласования с заказчиком и утверждения в установленном порядке этот документ является основанием для разработки эскизного или технического проекта.
Разработка технического задания и технических условий (технического предложения) — один из решающих этапов проектирования вагона. Следующим этапом является технический проект, однако в ряде случаев ему предшествует эскизный проект.
Эскизный проект — совокупность конструкторских документов, содержащих принципиальные конструкторские решения и представления об устройстве и принципе работы вагона, а также данные, определяющие назначение, основные параметры и габаритные размеры вагона.
В эскизном проектировании предусматривается разработка самого эскизного проекта, а также изготовление и испытание макетов (кузова, тележки и других сборочных единиц и частей вагона) с целью проверки расчетов, принципов работы этих частей вагона.
Эскизный проект после согласования и утверждения в установленном порядке служит основанием для разработки технического проекта и рабочей конструкторской документации.
Технический проект содержит окончательные технические решения, полное представление об устройстве разрабатываемой конструкции вагона и исходные данные для разработки рабочей документации.
Разработка технического проекта выполняется в такой последовательности.
Уточняются основные размеры исходя из условий вписывания в габарит, рациональных величин базы вагона, объема, площадей, длины и ширины кузова вагона. При этом учитываются вид перевозимого груза, обеспечение его сохранности, механизация и автоматизация погрузки и выгрузки или необходимость создания комфортных условий для пассажиров.
Разрабатываются сборочные единицы вагона. В конструкции кузова определяются форма, размеры и способ соединения несущих элементов, размеры дверных проемов, загрузочные и разгрузочные люки и их расположение 416
ч
Б -
ЕГ -.-Д < ЕС В оте-хг ДС7 _ черчдз отдел -щий а ниц. 7 сущее значе ры на '
Пс чет на ДУ отд Разраб констр ный об высоки грессив ники б высоку
Ос, схемы, приним При те: ментал! рующис
Тез ническс и транс
Р £ ОПЫТНО1 денногс ваются деление коррект шающш дартны: и чаете мых по< дики ис
ДЛ5 ются о нов про зав! вагона, (тормоз; ха и т. , боты;
пут ствие не разца п] личного
для грузовых вагонов, расположение купе и служебных помещений для пассажирских вагонов. В конструкции тележки определяются элементы рессорного подвешивания, элементы и расположение тормозного оборудования, формы и размеры рамы и др.
При разработке узлов вагона учитывается возможность использования новых прогрессивных материалов, а также опыт конструирования локомотивов, судов, самолетов и автомобилей. При этом используются достижения отечественной и зарубежной науки и техники, рекомендации научно-исследовательских институтов. На основании предварительных разработок вычерчиваются поперечные и продольные сечения кузова вагона, планировка отдельных помещений (для пассажирских и рефрижераторных вагонов), общий вид. Предварительно определяется тара вагона и его сборочных единиц. При этом используются данные о массе отдельных частей в подобных существующих конструкциях вагонов. Затем определяются. приближенные значения коэффициента тары, удельного объема, нагрузки от колесной пары на рельсы и на 1 м пути.
По принятым конструктивным формам и нагрузкам производится расчет на прочность узлов и деталей вагона, а также определяются зазоры между отдельными частями, необходимые для его нормальной эксплуатации. Разрабатываются основные технологические процессы постройки данной конструкции вагона, предусматриваются наибольшие удобства и минимальный объем ремонта. Технологические процессы должны характеризоваться высокими технико-экономическими показателями, предусматривать прогрессивную организацию труда рабочих, удовлетворять требованиям техники безопасности и производственной санитарии. Вагоны должны иметь высокую надежность и долговечность.
Основные данные для расчета конструкции вагона (усилия, расчетные схемы, требования к отдельным узлам и деталям вагона, материалы и т. д.) принимаются согласно нормам для расчета и проектирования вагонов. При техническом проектировании должны широко использоваться экспериментальные методы исследования отдельных узлов вагона, а также моделирующие и счетно-решающие машины.
Технический проект, выполненный в соответствии с требованиями технического задания, рассматривают и утверждают /Министерство тяжелого и транспортного машиностроения и Министерство путей сообщения.
Разработка рабочей документации на постройку опытного образца вагона (опытной партии) выполняется на основе утвержденного технического проекта. На этой стадии проектирования разрабатываются рабочие чертежи на узлы, детали с уточнением конструкций и определением порядка выполнения сварки отдельных элементов, производится корректировка расчетов на прочность узлов, соединений и деталей. Завершающим этапом является составление ведомостей унифицированных, стандартных и нормальных деталей и узлов, перечня необходимых материалов и частей, поставляемых другими предприятиями, указаний о применяемых посадочных размерах, резьбах, модулях, технических условий, методики испытания вагона и инструкции по уходу за его отдельными узлами.
Для отработки конструкции нового вагона и его испытаний изготовляются опытные образцы установочной серии. Эти образцы вагонов проходят испытания:
заводские, в процессе которых проверяется прочность отдельных узлоз вагона, а также проводятся специальные испытания отдельных агрегатов (тормоза, электрооборудования, оборудования кондиционирования воздуха и т. д.), выполняются контрольные ходовые испытания и наладочные работы;
путевые, при которых определяются ходовые качества вагона и воздействие на путь, напряжения в отдельных ответственных узлах и деталях образца при различных режимах эксплуатации, а также режимы работы различного оборудования;
417
эксплуатационные, во время которых определяется надежность опытной конструкции вагона при нормальных условиях эксплуатации в течение установленного пробега, технологичность ремонта в деповских условиях, степень износа узлов и деталей.
На основании заводских испытаний проводятся дополнительные конструкторские разработки новых деталей и узлов. В случае необходимости осуществляются повторные заводские испытания. Ходовые заводские испытания вагона на стадии его отработки проводят научно-исследовательские организации вагоностроения совместно с заводом-изготовителем. После заводских испытаний пробег вагона должен составлять не менее 10 тыс. км.
Путевые и эксплуатационные испытания опытных образцов вагонов проводятся Министерством путей сообщения с участием отраслевых научно-исследовательских организаций и заводов-изготовителей.
Для приемки прошедших испытания опытных образцов вагонов и рекомендации их для серийного производства организуется государственная (межведомственная) комиссия. Эта комиссия на основании материалов заводских, путевых и эксплуатационных испытаний, а также контрольных опытных поездок выносит заключение о приеме опытного образца вагонов. Решение о серийном производстве новых конструкций вагонов принимается Госпланом СССР по предложению Министерства путей сообщения и Министерства тяжелого и транспортного машиностроения.
Для подготовки производства и доработки новой конструкции вагона серийному изготовлению предшествует постройка вагонов головной (конт-рольнойДсерии.
По результатам изготовления и испытания этих серий вагонов производится окончательная корректировка конструкторских документов, проверенных в производстве по установленному и полностью оснащенному технологическому процессу.
В процессе серийной постройки вагонов производятся периодические контрольные испытания, целью которых является проверка соответствия выпускаемых вагонов стандартам, технической документации и контроль качества.
XIV.2. Задачи испытаний вагонов и основные положения методики их проведения
Сложность конструкции вагона и многообразие эксплуатационных нагрузок обусловливают приближенное определение отдельных размеров деталей и характеристик вагона. Некоторые элементы вагона вообще не рас считываются, а их форма и размеры определяются опытным путем.
Чтобы создать рациональную конструкцию, необходимо сочетать теоретические расчеты с экспериментальными исследованиями, широко используя при этом опыт эксплуатации подобных вагонов. Этот опыт, однако, не может заменить специальных испытаний. В эксплуатации обычно выявляются только места с недостаточной прочностью, излишне прочные узлы остаются незамеченными. Элементы вагона, имеющие недостаточную долговечность, как правило, обнаруживаются не сразу, а по истечении некоторого времени эксплуатации, когда появляются трещины и разрушения от усталости или других причин, причем такие разрушения могут иметь массовый характер. Поэтому важно подвергнуть вагон или его элементы специальным испытаниям, которые позволили бы заранее за сравнительно короткий срок установить фактическую прочность и долговечность различных частей вагона, оценить его динамические качества.
В зависимости от задач такого рода и их особенностей обычно различают:
испытания вагонных конструкций на прочность;
418
испытания для оценки динамических качеств вагонов и их воздействия на путь;
испытание надежности конструкции вагона и его элементов.
Целями испытаний конструкций на прочность являются: оценка точности теоретических расчетов;
определение фактической прочности конструкции при различных нагрузках без определения количественных характеристик надежности;
оценка рациональности данной конструкции с точки зрения ее напряженного состояния и определение путей ее усовершенствования.
Экспериментальные исследования динамических качеств вагона необходимы для:
определения величины и характера распределения динамических усилий и ускорений, действующих на вагоны и железнодорожный путь в эксплуатации;
оценки методов снижения динамических нагрузок;
оценки устойчивости вагона от схода с рельсов и опрокидывания, а также оценки плавности хода;
оценки точности динамических расчетов. Особенности динамических испытаний рассматриваются в курсе «Динамика вагона» [12].
Испытание надежности вагонных конструкций имеет целью:
определение численных значений показателей надежности (см. главу IV);
установление закономерностей появления отказов во времени;
определение практических способов повышения надежности.
Вероятностные принципы определения показателей надежности требуют проведения испытаний достаточно большого числа однотипных изделий до утраты ими работоспособности, поэтому здесь особенно важно применять ускоренные методы.
При испытаниях для оценки прочности, надежности и динамических качеств вагонов измеряют силы, деформации, перемещения, напряжения и ускорения в элементах конструкции.
Степень подробности испытаний зависит от того, на каком этапе создания вагонной конструкции они выполняются. Наиболее полно выполняют научно-исследовательские испытания и испытания образцов новой техники и менее полно — контрольные приемо-сдаточные испытания (ГОСТ 14232—69 и ГОСТ 15050— 69). В книге [9] изложены дополнительные сведения об особенностях испытаний вагонов.
Ценность любых испытаний во многом зависит от правильно разработанной методики, в которой должны быть определены и обоснованы: цель испытания;
способ подготовки объекта испытаний;
режимы нагрузок и порядок испытаний;
способы приложения экспериментальных нагрузок и необходимое для этого оборудование;
измерительные приборы для каждого этапа испытаний;
порядок и места установки приборов;
методы обработки результатов испытаний.
Рассмотрим характеристики измерительной аппаратуры и отдельные разделы методики испытаний.
XIV.3. Разновидности датчиков и измерительной аппаратуры
При испытаниях вагонов измерения выполняются главным образом электрическими методами, которые имеют следующие преимущества: позволяют дистанционно измерять и непрерывно записывать измеряемые величины; обладают большой чувствительностью, устраняют инерционные погрешности, связанные с влиянием собственной массы датчиков.
419
Чтобы измерить электрическим методом механическое напряжение или другую механическую величину, измеряемый параметр преобразуют в пропорциональное изменение соответствующей электрической величины (тока, напряжения, частоты и т. д.) с помощью специальных датчиков (преобразователей). Подробное описание датчиков разных типов содержится в специальной литературе [99].
В практике испытания вагонных конструкций наиболее распространены тензодатчики (тензорезисторы) — проволочные или фольговые.
Для измерения напряжений такие датчики наклеивают на поверхность исследуемого элемента так, чтобы датчик полностью воспринимал деформации этой поверхности, вследствие чего пропорционально изменяется и его электрическое сопротивление.
Чувствительность тензодатчика к деформации оценивается коэффициентом тензо-чувствительности
h ___ &R/R
^тч- д/// ,	(XIV. I)
где А/? — изменение сопротивления датчика в результате деформации;
R — первоначальное сопротивление датчика;
А/
— = е — относительная деформация проволоки датчика.
Для каждого материала величина £тч практически постоянна (для константана /гтч = 2,1, для нихрома feT4 = 2,5). Очевидно, что чувствительность проволочного датчика невелика. Например, при feT4 = 2,1 для датчика, имеющего R — 200 Ом, изменение сопротивления (при наибольшей относительной деформации по условиям прочности проволоки етах = 0,002) составляет А/? = feT44emas = 2,1 - 200 • 0,002 = „ АД 0,8
= 0,8 Ом, или -р- 100 = 2QQ 100 = 0,4 % начального сопротивления.
Столь же мало будет изменяться сила тока в измерительной схеме.
При пользовании этими тензодатчиками, как правило, необходимо применять усилительные устройства или особо чувствительные регистрирующие приборы (при статических испытаниях).
Тензодатчики сопротивления являются датчиками однократного использования, поэтому для тарировки подбирается партия датчиков с одинаковыми размерами и одинаковым начальным сопротивлением. Тарировке подвергаются отдельные датчики из партии. Для этого их наклеивают на тарировочную балку (рис. XIV. 1, б), которая обычно выполняется по форме бруса равного сопротивления изгибу. Датчики включают в принятую измерительную схему. Для разных напряжений в балке определяют показания регистрирующего прибора. По результатам тарировки строят тарировоч-ный график (рис. XIV. 1,а), который считается справедливым для всей партии датчиков.
Рассматриваемые тензодатчики применяют для изготовления динамометров, ускорениемеров (акселерометров) и других устройств для измерения различных силовых факторов (см. литературу, указанную в книге 18, с. 426]). В этом случае нередко применяются также индуктивные, емкостные, а иногда и пьезоэлектрические датчики.
Датчики соединяют с регистрирующей аппаратурой по определенной схеме, чаще всего по схеме моста. При измерении суммарного напряжения в какой-нибудь точке поверхности в плечо моста включается один активный датчик, а в соседнее плечо — датчик температурной компенсации. Чтобы выделить напряжения, вызванные отдельными силовыми факторами, а также измерить силовые факторы с раздельной их регистрацией, активные датчики включают в два или четыре плеча мостовой схемы [8, с. 427].
Рассмотрим общую схему соединения датчиков со вспомогательной и регистрирующей аппаратурой (рис. XIV.2). Схема состоит из следующих основных элементов: 1 — входной мост с активными датчиками и температурным компенсатором; 2 — устройство для начальной балансировки моста; 3 — источник питания моста (генератор несущей частоты); 4 — усилитель переменного тока; 5 — фазочувствительный детектор (демодулятор); 6 — электрический фильтр; 7 — светолучевой (шлейфовый) осциллограф.
В этих элементах схемы выполняются следующие преобразования измеряемого процесса: электрический сигнал А с активного датчика в мостовой схеме модулирует 420
Рис. XIV.1. График (а) и схема (б) тарировки тензодатчиков (с — показания прибора)
Рис. XIV.2. Схема соединения датчиков со вспомогательной и регистрирующей аппаратурой
по амплитуде переменный ток В, питающий входной мост. Модулированный ток С усиливается D и поступает в фазочувствительный демодулятор (детектор), который пропускает ток по величине и полярности в соответствии с величиной и знаком измеряемой деформации Е. Электрический фильтр снимает несущую частоту и другие высокочастотные составляющие, пропуская частоты F, соответствующие измеряемому процессу, которые регистрируются гальванометром (шлейфом осциллографа). Шлейф, обладая определенной собственной частотой, также является механическим фильтром, не реагирующим на изменение тока с частотой, значительно превышающей собственную частоту колебаний шлейфа. В практическом исполнении усилитель, детектор, фильтр, а также генератор часто монтируются в одном корпусе.
При статических испытаниях схема может быть существенно упрощена: нередко измерительный мост питают постоянным током от батареи, а вместо осциллографа подключают высокочувствительный стрелочный прибор непосредственно в измерительную диагональ моста. При большом количестве используемых тензодатчиков применяют специальные устройства их переключения.
Соответствующие упрощения возможны и при динамических испытаниях для высокочувствительных датчиков, когда не требуется усилитель. Примером таких датчиков являются реохордные датчики для регистрации больших перемещений. Для удобства при испытаниях в эксплуатационных и заводских условиях всю необходимую аппаратуру размещают в вагоне-лаборатории.
XIV.4. Некоторые особенности статических испытаний на прочность
Цель испытания вытекает из общих задач исследования, но в зависимости от вида испытания она формулируется применительно к данному объекту с учетом фактических требований и возможностей постановки эксперимента. Например, основной задачей может явиться всестороннее исследование новой конструкции вагона или изучение прочности только его отдельных элементов в связи с частичным изменением конструкции. При испытаниях на статическую нагрузку можно подробно оценить напряженное состояние конструкции.
Результаты статических испытаний позволяют проверить правильность основных расчетов на прочность.
Подготовка объекта для статических испытаний на прочность осуществляется с соблюдением следующих условий:
испытанию подвергается вагон, изготовленный по технологическим правилам, предусмотренным для серийного производства, принятый ОТК и инспектором МПС;
внутреннее оборудование и ненесущая (деревянная) обшивка не должны мешать установке приборов. Поэтому, как правило, вагон испытывают без внутреннего оборудования, без деревянной обшивки и в неокрашенном виде.
Режим нагрузок выбирают с учетом максимальных сил, возникающих в эксплуатации. При статических испытаниях вагона основными являются:
421
вертикальная статическая нагрузка. Ее величина и характер распределения по площади пола вагона устанавливаются в зависимости от типа вагона;
продольные силы, а для некоторых вагонов для оценки прочности при аварийных нагрузках усилия сжатия по стойкам торцовой стены;
усилие скручивания кузова вагона моментами, приложенными в плоскости шкворневых балок. Такого рода нагрузка возникает при подъеме кузова домкратами, установленными под концы шкворневых балок, или при прохождении вагонов переходных кривых.
Кроме этих основных нагрузок, вагоны при испытании могут подвергаться специальным нагружениям соответственно особенностям их эксплуатации и задачам испытания. Например, некоторые грузовые вагоны испытываются на действие сыпучих грузов или сосредоточенных сил на отдельные элементы (стены, пол и т. п.), на усилия, возникающие при разгрузке с применением вагоноопрокидывателей, и т. д.
Порядок проведения испытаний при всех нагрузках должен обеспечить получение достоверных результатов, поэтому измерения производятся минимум при двух-трех нагружениях и разгрузках, причем усилия нагружения и разгрузки обычно разделяются на равные ступени. Показания приборов записываются в специальный журнал испытаний.
Способы приложения экспериментальной нагрузки должны возможно полнее соответствовать характеру приложения эксплуатационных нагрузок и обеспечивать простое и экономичное осуществление нагружения во время испытаний.
При статических испытаниях на вертикальную нагрузку для большинства вагонов основной является нагрузка, распределенная на площади пола. Грузы для этой цели должны быть удобными для механизированной погрузки и укладки. По возможности следует использовать основной груз, для которого предназначен вагон, например руду в полувагонах или думпкарах. Для статического нагружения вагона применяют специальные устройства и стенды, на которых вертикальные и горизонтальные нагрузки на кузов создаются с помощью пневматических или гидравлических прессов. Подобные стенды применяются во ВНИИЖТ, ВНИИВ и на ряде вагоностроительных заводов.
Нагрузки, скручивающие кузов, обычно создают с помощью домкратов, размещаемых по диагонали под концами шкворневых балок.
XIV.5. Выбор мест установки датчиков для определения напряжений
Важное значение имеет правильный выбор мест установки измерительных приборов, особенно тензометров.
Тензодатчики для измерения деформаций, по которым определяют напряжения, обычно устанавливают:
в местах, где ожидается наибольшее напряжение. Для элементов сложной формы при стендовых испытаниях целесообразно предварительно определить наиболее напряженные места методом лаковых покрытий 174J. Сущность этого метода заключается в том, что на предварительно очищенную поверхность элемента наносится тонкий слой хрупкого лака. После высыхания лака конструкция нагружается максимальной опытной нагрузкой. Лак растрескивается, причем в наиболее напряженных местах величина и количество трещин будут наибольшими, а располагаются трещины, как правило, в направлении, перпендикулярном главным напряжениям;
в наиболее ответственных элементах, от которых непосредственно зависит безопасность движения поездов;
в местах, позволяющих проверить расчетную схему и результаты расчета;
422
в местах, где предполагается излишняя затрата материала, чкгы яснить возможность облегчения испытуемой конструкции.
Направление установки тензометров и их количество в данной точке зависят от типа напряженного состояния.
При простом линейном напряженном состоянии достаточно установить в каждой исследуемой точке один тензометр в направлении наибольших деформаций. В данном случае напряжение определяется по закону Гука.
При плоском напряженном состоянии могут быть два случая: когда направления главных напряжений известны и когда неизвестны.
В первом случае тензометры устанавливают по направлениям действия главных напряжений, величина которых определяется по показаниям тензометра из формул обобщенного закона Гука:
81+82 ft . O1 = £ —--------,
1—fl*
Ss+eifi сь = Е -------!,
1-В2
где et и е2 — относительные деформации по направлению главных напряжений Gj и о2;
р, — коэффициент Пуассона;
Е — модуль упругости.
Во втором случае необходимо установить три тензометра (розетку датчиков); расположив их под углами 0, 45 и 90° к произвольно выбранной оси 00 (рис. XIV.3). Направление первого главного напряжения определяется углом а, найденным по показаниям тензометров из формулы
(XIV.2)
(XIV.3)
х „	2е46 — (8o+eso)
tg2a =---------------
(XIV.4)
б»---8до
где е0, е45 и е90—относительные деформации, измеренные датчиками; расположенными под углами соответственно 0, 45 и 90е.
Величину главных относительных деформаций вычисляют по формулам:
1 !	,	, ео—еэо \.
61 ~ 2 Г0 + 890 + cos 2а /’
1	I ,	рд—е90 \
82--_ I 8о + Бдд ---	1 •
2	V	cos 2а )
(XIV.5)
(XIV.6)
81
Погрешности измерений зависят от отношения —. Наибольшая погрешность, особенно при определении а; получается, когда отношение — близко к единице.
Главные нормальные напряжения, как и в первом случае, вычисляют по формулам (XIV.2) и (XIV.3). Наибольшее касательное напряжение, действующее под углом 45° к направлению главных напряжений, равно; как известно, их полуразности.
При объемном напряженном состоянии требуется расположить тензометры в трех взаимно перпендикулярных направлениях, что трудно осуществить в испытуемых конструкциях. Измерения такого рода можно выполнять на специальных полимерных моделях, применяя проволочные датчики без бумажной основы [8, с. 430].
В местах значительной концентрации напряжений, где велик градиент напряжений, тензометр показывает некоторую осредненную в преде-
Рис. XIV.3. Схема установки трех датчиков (розетки) для исследования плоского напряженного состояния
лах его базы величину напряжений. Чтобы правильно оценить величину напряжения, применяют тензометры с малой базой (менее 10 мм). Стержни, образующие конструкцию вагона, обычно испытывают одновременное воздействие нескольких силовых факторов.
Например, в стержне фермы или в балке рамы кузова можно ожидать действия продольной силы N и изгибающих моментов Mz и Му. Чтобы определить эти силовые факторы в рассматриваемом сечении, необходимы три тензометра 1, 2 и 3 (рис. XIV.4) по числу неизвестных силовых факторов. Каждое напряжение о1; о2 и о3 в точках установки датчиков складывается из трех напряжений от каждого силового фактора в отдельности, поэтому можно составить следующие три уравнения, из которых определяют- величины N, Mz и Му:
где
4 И
	N Мг	Му	
	Щ- F + Iz У''	к / ?i; 'У	(XIV.7)
	N Mz	Му	
	о2=	+ 		 У у F ' /г	‘ ।	*	Zq.	(XIV.8)
	N М,	Му	
	F + /2	-Г ~г3. 1У	(XIV.9)
F — площадь	поперечного сечения	стержня;	
1у — моменты	инерции относительно	главных центральных осей	инерции
z и у,
У1, У 2, Уз
и гъ г„, г3 — координаты точек измерения деформаций.
Решив системы уравнений (XIV.7)—(XIV.9) относительно неизвестных силовых факторов, получим следующие выражения:
Oi (г2 t/д—zs у%) “рЧо (з3 у} —z, 1/3) -рОз (Zj у% — Z-. уг) г1 '-У 2—Уз)~!тг2(уз—У1)-\~гЗ\.У1 Уй)
, О] (г8—г.,)4-о2 (г,—гз) + <Гз(г2—гг) Л4г = /г	_	_	,
г1 (У2—Уз)+г2 \Уз---У1)-Тг3 \У1--У%)
,	Oj(t'2 — уз) + <То(1/з —	+	—У?)
г1(*/2—Уз) + г2(//г — Ун -Г гз (.Vi —У z)
(XIV. 10)
(XIV. 11)
(XIV. 12)
Эти формулы применимы для стержней любой формы при сохранении плоского неизменяемого поперечного сечения. Фактические направления силы N и моментов Му и Mz определяются полученными знаками.
Формулы выведены в предположении, что положительная сила вызывает растяжение, а положительные моменты—растягивающие напряжения в точках сечения, имеющих соответственно положительные абсциссы и ординаты. Для надежности измерений
и проверки полученных результатов полезно в рассматриваемом сечении устанавливать
Рис. XIV.4. Схема установ-
ки датчиков на стержне
дополнительный тензометр (датчик 4 на рис. XIV.4).
Иногда удобнее определять не силовые факторы N, Му и Mz, а соответствующие им напряжения oN, ом и ол1 (8, с. 431]. Такой анализ силовых факторов 2 У
и напряжении в ряде случаев позволяет установить причины, вызывающие появление дополнительных напряжений (например, увеличение напряжений в хребтовой балке вследствие неравномерного опирания поглощающих аппаратов автосцепки на упоры).
В тонкостенных стержнях открытого профиля (например, в хребтовой балке, составленной из швеллеров или зетов), кроме силы N и моментов Му и MZr часто возникает бимомент В. Тогда для определения четырех силовых факторов в рассматриваемом сечении необходимы четыре тензометра, пользуясь показаниями которых составляют четыре уравнения [8, с. 431]. Датчики в каждом сечении следует располагать в угловых точках (см. рис. XIV.4), так как при действии нескольких силовых факторов в этих местах всегда возникают наибольшие нормальные напряжения. Кроме того, вблизи ребра детали, образованного пересечением двух взаимно перпендикулярных граней, напряженное со-
стояние оказывается одноосным, даже если в целом деталь испытывает сложное напряженное состояние.
424
Рис. XIV.5. Схема уста-ноеки датчиков иа тонкой обшивке
Для элементов кузова, на которые нагрузка от соседних стержней передается только в узлах, наибольшие напряжения возникают вблизи узлов. Поэтому в таких местах целесообразно устанавливать датчики.
Панели тонкостенной обшивки обычно находятся в условиях двухосного напряженного состояния, поэтому деформации измеряют розетками датчиков. Наличие технологических неровностей на обшивке или неровностей, вызванных местной потерей устойчивости, существенно изменяет работоспособность обшивки. Для оценки усилий, которые способна воспринять обшивка, определяют срединную деформацию вы, создаваемую усилием сжатия или растяжения, и деформацию изгиба s.w, вызванную неровностями листа. Для этого устанавливают тензометры по обе стороны обшивки (рис. XIV.5). Каждый из тензометров, расположенных в направлении главных напряжений или в розетке, регистрирует суммарную деформацию от продольной оси и изгиба.
Для верхнего тензо .:етра
8р &N
для нижнего
6Н — 8дг -j- 8д1.
(XIV.13)
(XIV. 14)
Из этих уравнений получаем деформации:
..	__ ев + ен .	„	6Н---6В
вы = ------------ , вы = -----------—
2	2
(XIV. 15)
Деформации eN и можно выделить при измерении чисто электрическим путем. По деформациям вычисляют напряжения, пользуясь формулами (XIV.2) — (XIV.6).
При выборе мест установки датчиков целесообразно использовать свойства симметрии конструкции вагона. Наличие нескольких одинаковых элементов вагона, например четырех шкворневых стоек, позволяет уменьшить число мест установки датчиков, а с другой стороны, обеспечивает дополнительный контроль за результатами измерений.
XIV.6. Испытание на продольные ударные нагрузки. Вибрационные испытания
Испытания прочности вагонов на удар через автосцепку в соответствии с возможным характером повреждения вагонной конструкции от ударных нагрузок можно разделить на две категории:
испытание на единичные удары (соударение вагонов);
испытание на многократное действие повторных ударов (на усталость).
На практике для испытания вагонов в целом применяют главным образом два способа приложения экспериментальной нагрузки:
с помощью локомотива на участке горизонтального железнодорожного пути;
на специальном стенде с лебедкой.
Первый способ отличается простотой, но, как правило, не обеспечивает необходимой точности. Испытания на стенде являются более рациональными, так как позволяют точно обеспечить заданный режим испытаний и контроль за экспериментом. Испытание на усталость при ударах практически возможно только на специальном стенде.
425
При испытаниях измеряют силу удара в автосцепку, напряжения в элементах конструкции, скорость ударяющего и ударяемого вагонов, ускорения. При исследовании поглощающих аппаратов автосцепки дополнительно измеряют их сжатие в процессе удара.
При подготовке вагонов к испытаниям особое внимание обращают на состояние поглощающих аппаратов автосцепки, особенно пружинно-фрикционных, так как от степени их приработки и износа сила удара может существенно изменяться. Сила удара измеряется посредством автосцепок-динамометров [12, с. 335]. Скорость движения вагонов обычно определяют по времени прохождения двух колес тележки педали (пикета) на рельсах. Время регистрируется на ленте осциллографа, а также приближенно по секундомеру.
Для более точного определения скорости вагонов в процессе соударения, длительность которого составляет 0,08—0,15 с, применяют другие методы измерения.
Стенды различаются как конструкцией механизмов, обеспечивающих движение опытных вагонов, так и системой управления испытаниями. Например, применяются лебедки с бесконечным (замкнутым) тросом [8, с. 432] и автоматической системой присоединения вагона к тросу. Чаще применяются более простые конструкции с одним концом троса, к которому прицепляется вагон при подъеме на горку. Оригинальная конструкция стенда для испытания вагонов на растягивающий удар создана ВНИИЖТ. На этом стенде удар в упор производится через поперечную траверсу, которая связана с задней (по ходу вагона) автосцепкой; силы инерции движущегося вагона создают на этой автосцепке ударное растяжение.
Для испытания на удар отдельных элементов вагона (корпусов автосцепок, поглощающих аппаратов, узлов рамы) применяют специальные стенды более компактной конструкции. Стенд с горкой конструкции БИТМ-БСЗ [8, с. 433] имеет ударную тележку, массу которой можно изменять. Существуют стенды маятникового типа, которые приводятся в движение с помощью пневматических цилиндров. Обеспечивая более высокую частоту ударов, они предпочтительнее для усталостных испытаний.
Основной целью испытаний на повторные удары является определение долговечности (усталостной прочности) конструкции.
Вибрационные испытания, необходимые для определения усталостной прочности (долговечности) вагонов и их элементов, проводят на специальных стендах для получения абсолютных или сравнительных данных. В первом случае конструкция подвергается действию вибрационных нагрузок, эквивалентных по повреждающему действию всем эксплуатационным нагрузкам, обусловленным колебаниями обрес-соренных частей вагона; во втором случае режим опытных нагрузок обычно применяется форсированным, но при условии сохранения физической природы разрушения. При сравнительных испытаниях в равных условиях проверяют два изделия или больше и сопоставляют их долговечность. Целесообразно сравнивать новую конструкцию с серийной, хорошо зарекомендовавшей себя в эксплуатации.
Вибрационные и ударные испытания на долговечность вагона в целом требуют особо тщательного обоснования методики и режимов испытания; обычно проводятся сравнительные испытания. Испытания такого рода регулярно проводят на стендах во ВНИИЖТ. На заводе объединения «Ждановтяжмаш» проводят вибрационные испытания цистерн на специальном стенде с пневматическим приводом (см. также литературу, указанную в книге [8, с. 434]).
Весьма распространены вибрационные испытания отдельных элементов вагонной конструкции, например рам и других элементов тележек. При этом обычно используют типовые машины для испытания на усталость, например прессы с гидропульсаторами или специальные электромагнитные возбудители; последние, как правило, работают в резонансном режиме. Исходными данными для составления методики таких ис-426
пытании являются статистические закономерности изменения нагрузок и напряжений, действующих в рассматриваемом элементе во время эксплуатации.
В связи с тем что в настоящее время нормируют показатели надежности для многих элементов вагонов, особое значение имеет внедрение соответствующих испытаний на заводах. Эти испытания обычно проводятся по достаточно малой выборке, объем которой зависит от заданной точности определения показателей надежности [57].
XIV.7. Применение статистических методов
и специальной аппаратуры в экспериментальном исследовании
Полноценные испытания прочности, динамики, надежности вагонов и их элементов практически невозможно выполнить без использования методов математической статистики и теории вероятностей. Даже для оценки точности простейших статических испытаний, как правило, требуется применение статистической теории ошибок.
При экспериментальном исследовании методы математической статистики применяются для решения следующих задач:
оценки степени точности измерений;
определения статистических закономерностей распределения измеряемых величин, имеющих вероятностную природу (динамические напряжения, силы, деформации, ускорения, время работы до отказа и т. д.);
определения показателей надежности по результатам испытаний; при планировании и проведении многофакторных экспериментов. Рассмотрим некоторые основные методы решения указанных задач.
Согласно теории ошибок (29] встречающиеся при измерениях ошибки разделяют' на случайные, систематические и промахи.
Случайные ошибки являются следствием причин, влияние которых случайно изменяется при каждом измерении и раздельно не может быть учтено. Причин этих много: внешние случайные воздействия (например, небольшие толчки), температурные факторы, субъективные особенности экспериментатора и т. д. Такие ошибки могут с равной вероятностью привести к положительным и отрицательным отклонениям, причем большие ошибки встречаются реже, малые — чаще, поэтому в теории ошибок принято, что распределение случайных ошибок подчиняется нормальному закону. Это подтверждено опытом. Следовательно, если измерять некоторую постоянную величину х, то по результатам п измерений нужно вычислить параметры распределения:
среднее значение
- 1 п
* =—xt	(XIV. 16)
п 1
и среднюю квадратическую ошибку s- среднего х (параметр рассеяния):
<x1VJ7>
где ~х — приближенное значение измеряемой величины х.
Зная параметры х и s- нормального распределения, можно установить, с какой вероятностью истинное значение будет находиться в определенном интервале Дх с серединой х. Для этого Дх выражают в долях s- и, пользуясь таблицей функции Лапласа, определяют соответствующую вероятность (доверительный интервал и доверительную вероятность) [29, с. 11].
Систематические ошибки являются следствием постоянно действующего фактора. Их величина одинакова во всех измерениях, проводящихся одной и той же аппаратурой (систематическую ошибку вызывает, например, износ механического измерительного инструмента). Эти ошибки должны выявляться контрольным измерением заведомо точной аппаратурой и анализом физических причин ошибки.
Промахи (грубые ошибки), как правило,— результат низкой квалификации или недостаточного внимания экспериментатора. Эти ошибки должны быть изъяты из рассмотрения.
427
В большинстве случаев величина; измеряемая при динамических испытаниях, является вероятностной по своей природе (например, напряжение в любой точке конструкции имеет случайные изменения при повторных измерениях). В этом случае по опытным данным требуется установить закон статистического распределения изменяемой величины и ошибку измерения. Указанное распределение удобно устанавливать, используя расчетно-графический метод, применение которого рассмотрено п. IV.7.
Результаты измерения содержат в себе также рассеяние, вызванное случайной ошибкой измерения, поэтому параметр рассеяния sr рассматриваемой величины за вычетом ошибки s0T определяют из условия
sr = V Srs — sot,	(XIV.18)
где srv — суммарное среднее квадратическое отклонение, которое определяется по результатам измерения;
8от — среднее квадратическое отклонение, вызванное случайной ошибкой измерения; определяется специальными опытами путем измерения постоянной величины той же аппаратурой.
В ряде задач динамики и прочности вагонной конструкции, где статистические характеристики существенно изменяются во времени, необходимо применять методы теории случайных функций и по результатам испытания определять не только распределение вероятностей рассматриваемой величины, но и корреляционные функции и спектральные характеристики, например спектральную плотность частот колебаний. Получение статистических данных для таких исследований требует применения специальной регистрирующей аппаратуры, а обработка этих данных — использования современной вычислительной техники.
Для получения представительной статистической информации об изучаемых процессах необходима длительная регистрация колебаний на различных режимах движения вагона. Общая длительность регистрации может превышать 1000 ч. Возникают значительные трудности и в обработке полученных при этом осциллографических записей. Для ускорения обработки применяют в ряде случаев различные приспособления и автоматические устройства, непосредственно соединенные с ЦВМ. В качестве примера рассмотрим комплекс аппаратуры, разработанный Рижским филиалом ВНИИВ (см. литературу, указанную в учебнике [8, с. 436]).
Важнейшей особенностью этой аппаратуры является регистрация измеряемых процессов на магнитную ленту. Такой способ регистрации удобен для автоматической обработки с помощью специальных анализаторов, а также позволяет сохранить и многократно воспроизвести исследуемые процессы.
Комплекс аппаратуры состоит из трех основных частей (рис. XIV.6):
1.	Измерительной и регистрирующей аппаратуры, объединяющей различные датчики, усилительные и промежуточные устройства (см. узел /), а также уста-
Рис. XIV.6. Схема комплекса аппаратуры для исследования динамических процессов с использованием записи на магнитную ленту
428
новку первичной магнитной записи; позволяющую регистрировать на магнитную ленту одновременно 21 механический процесс. Все это расположено в вагоне-лаборатории; там же для текущего контроля и экспресс-анализ а имеются осциллограф и ЦВМ.
2.	Оборудования для первичной обработки экспериментальных данных (см. узел //), зафиксированных на магнитных лентах. Обработка производится на аппаратуре воспроизведения, амплитудного и спектрального анализа, определения дисперсии изучаемого процесса и оценки плавности хода вагона. Частные задачи, возникающие в процессе исследования, решаются здесь же на ЦВМ. На рис. XIV.7 показана кривая распределения амплитуд напряжений в одной из точек рамы тележки, воспроизведенная на экране электронно-лучевого осциллографа.
3.	Вычислительного центра с универсальными ЦВМ для решения, более сложных задач (см. рис XIV.6, узел ///). Здесь по данным первичной статистической обработки
Рис. XIV.7. Кривая плотности распределения динамических напряжений о
определяются показатели, достаточно характеризующие качество вагона — различные его динамические свойства, сопротивление усталостным разрушениям и др. Эти расчеты выполняются по заранее разработанным методикам, которые запрограммированы на ЦВМ.
Кроме описанного; существуют и другие комплексы измерительной аппаратуры [Ь1, 26]. Достижения современной электроники и измерительной техники позволяют создавать аппаратуру для выполнения разнообразных исследований вагонов. Например, запатентован способ регистрации продольных деформаций поезда при движении с помощью радиолокационной аппаратуры.
В научно-исследовательских лабораториях ВНИИЖТ, ВНИИВ, МИИТ, БИТМ и других организаций Советского Союза и некоторых зарубежных стран накоплен обширный опыт по проведению испытаний вагонов. Однако дальнейшее развитие экспериментальных исследований является важной задачей, особенно в направлении усовершенствования методики испытаний на надежность с использованием новейшего оборудования и специальных стендов.
Большое значение имеет применение новых принципов планирования многофакторных экспериментов [1]. Эти эксперименты позволяют одновременно оценить влияние различных факторов на исследуемые характеристики вагона и получить математическую модель процесса.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	А д л е р Ю. П., М а р к о в а Е. В.; Грановский Ю. В. Планирование эксперимента при поиске оптимальных условий. М., Наука, 1976. 283 с.
2.	Американская железнодорожная энциклопедия. Вагоны и вагонное хозяйство. Пер. с англ М., Трансжелдориздат, 1961. 484 с.
3.	Б о г д а н о в и ч Л. Б., Бурьян В. Д.; Раутман Ф. И. Художественное конструирование в машиностроении. Киев, Техника, 1970. 113 с.
4.	Б о л о т и н В. В. Статистические методы в строительной механике. М., Стройиздат, 1961. 202 с.
5.	Большегрузные восьмиосные вагоны/ Л. А. Шадур. Б. С. Евстафьев, В. В. Лукин и др.; Под ред. Л. А. Шадура. М., Транспорт, 1968. 288 с.
6.	Большов Л. Н., Смирнов Н. В. Таблицы математической статистики. М., Наука, 1972. 474 с.
7.	Вагоны/ Л. А. Шадур, И. И. Челноков, Л. Н. Никольский и др.; Под ред. Л. А. Шадура и И. И, Челнокова. М., Транспорт, 1965. 440 с.
8.	Вагоны/ Л. А. Шадур, И. И. Челноков, Л. Н. Никольский и др.; Под ред. Л. А. Шадура, 2-е изд., перераб. и доп. М„ Транспорт, 1973. 440 с.
9.	Вагоны/ Л. Д. Кузьмич, А. В. Кузнецов, Б. А. Ржавинский и др.; Под ред. Л. Д. Кузьмича. М., Машиностроение, 1978. 376 с.
10.	.Вагоны/ М. В. Винокуров, Л. А. Шадур, П. Г. Проскурнев и др.; Под ред. М. В. Винокурова, 2-е изд. М., Трансжелдориздат. 1953. 704 с.
11.	Вагоны СССР. Каталог-справочник НИИинформтяжмаш. М., 1975. 198 с.
12.	Вершинский С. В., Данилов В. Н., Челноков И. И Динамика вагона. М.; Транспорт, 1978. 352 с.
13.	Новый метод расчета оси на прочность/ С. В. Вершинский, Н. Н. Кудрявцев, М. М. Цветкова, Ю. М. Черкашин. Тр. ВНИИЖТ, 1970, вып. 425, с. 121 —144
14.	В е н т ц е л ь Е. С. Теория вероятностей. М., Наука. 1969. 576 с.
15.	В л а с о в В. 3. Общая теория оболочек. М., Изд-во технико-теорет. лит.. 1949. 784 с.
16.	Власов В. 3. Тонкостенные упругие стержни. М., Физматгиз. 1959. 568 с.
17.	В о л к о в Л. И.; Ш и ш к е в и ч А. М. Надежность летательных аппаратов. М., Высшая школа, 1975. 293 с.
18.	В о л ь м и р А. С. Устойчивость деформируемых систем. М., Наука, 1967. 984 с.
19.	Вопросы строительной механики кузовов вагонов/ Под ред. Е. Н. Никольского. Тула, 1976. 147 с. (Сб. Тульского политехнического ин-та).
20.	Высокоскоростное пассажирское движение (на железных дорогах)/ Н. В. Колодяжный, Н. И. Бещева, Б. Э. Пейсахзон и др.; Под ред. Н. В. Ко.то-дяжного. М., Транспорт, 1976. 416 с.
21.	ГОСТ 9238—73. Габариты приближения строений и подвижного состава железных дорог колеи 1520 (1524) мы для линий со скоростью движения поездов не свыше 160 км/ч: Взамен ГОСТ 9238—59. Введ. 01.07.73 — 39 с. Группа Ж83.
22.	Гольденвейзер А. Л. Теория упр\гих тонких оболочек. М., Наука. 1976. 512 с.
23.	Гречищев Е. С., Кречетова Н. Э. Исследование прочности посадки колес тепловозных колесных пар.— Вестник ВНИИЖТ, 1975, № 4, с. 27—30.
24.	Новая конструкция сливного прибора железнодорожной цистерны/ В. Е. Губин, В. Е. Кардовский, А. Н. Левенцов и др. — Транспорт и хранение нефти и нефтепродуктов, 1974, № 3, с. 21—23.
25.	Динамика и прочность перспективных вагонов/ Под ред. С. В. Вершинского. М., Транспорт, 1976. 184 с. (Труды ВНИИЖТ; Вып. 548).
2 6. Динамические нагрузки ходовых частей грузовых вагонов/ Под ред.
Н. Н. Кудрявцева. М., Транспорт, 1977. 144 с. (Тр. ВНИИЖТ; Вып. 572).
27.	Дмитриев В. И. Вопросы экономики вагонного парка. М., Трансжелдориздат, 1958. 292 с.
28.	Доронин И. С. Расчет шейки оси колесной пары на продольную нагрузку. — Вестник ВНИИЖТ, 1978, № 5, с. 33—34.
430
29.	3 а й де л ь А. Н. Элементарные оценки ошибок измерений. Л.; Наука1 1968. 97 с.
30.	Иванов В. Н.; Короткевич О. П. К вопросу расчета поперечной жесткости винтовых цилиндрических пружин с различными условиями опирания концевых витков. — Тр. МИИТ; 1974; вып. 454, с. 16—19.
31.	Вероятностное обоснование запасов усталостной прочности литых деталей тележек грузовых вагонов/ О. Б. Камаев; А. Б. Сурвило; А. П. Приходько, В. И. Шахов. — Вестник ВНИИЖТ; 1977; № 3; с. 26—29.
32.	Ко гаев В. П. Расчет на прочность при напряжениях; переменных во времени. М.; Машиностроение, 1977. 232 с.
33.	Коган Л. А. Выбор типов и параметров грузовых вагонов. — В кн.: Вагоны. Под ред. М. В. Винокурова. М., Трансжелдориздат, 1949, с. 29—47.
34.	Коломийченко В. В.; Голованов В. Г. Автосцепка подвижного состава. М.; Транспорт; 1973. 192 с.
35.	Коломийченко В. В.; Старшов И. П.; Феоктистов И. Б. Технико-экономическая эффективность совершенствования автосцепки.— Вестник ВНИИЖТ, 1975, № 6, с. 24—29.
36.	Конструкции вагонов/ Л. А. Шадур; И. И. Челноков; Л. Н. Никольский и др.; Под ред. Л. А. Шадура. М.; Трансжелдориздат, 1962. 416. с.
37.	Кост Е. Л.; Самсонова С. А. Новые специализированные вагоны за рубежом: Обзор. АГ; НИИинформтяжмаш, 1977, вып. 5-77-37. 60 с.
38.	Кост Е. Л.; Самсонова С. А. 'Применение алюминиевых сплавов в вагоностроении за рубежом: Обзор. М.; НИИинформтяжмаш, 1975, вып. 5-75-22. 76 с.
39.	Кост Е. Л. Самсонова С. А. Применение нержавеющей стали в конструкциях вагонов за рубежом: Обзор. М.; НИИинформтяжмаш, 1976, вып.5-76-37. 58 с.
40.	Кривей кий А. А., Камаев О. Б.; Приходько А. П. Основные направления работ по повышению надежности полувагонов. — Стандарты и качество, 1977, № 6, с. 48—51.
41.	Кудрявцев Н. Н. Исследования динамики необрессоренных масс вагонов. М.; Транспорт, 1965. 168 с. (Тр. ВНИИЖТ; Вып. 287).
42.	Кузьмич Л. Д.; Кост Е. Л., Самсонова С. А. Прочностные нормативные требования к грузовым и пассажирским вагонам за рубежом: Обзор. М.; НИИинформтяжмаш; вып. 5-75-24, 1975. 76 с.
43.	Курек Э. Г.; Зборальски Д. Преимущества и перспективы применения клеевого соединения колесных пар внатяг. — Железные дороги мира, 1977; № 10, с. 22—33.
44.	Современные габаритные возможности железных дорог/ Ю. М. Лазаренко; В. М. Богданов, А. Б. Остров, Ю. Н. Волькович. — Железнодорожный транспорт, 1978, № 4, с. 61—66.
45.	Л и л е е в С. И. Расчет на прочность тягового хомута: Реферативный сборник. АГ; НИИинформтяжмаш, 1975, вып. 5-75-4, с. 27—31.
46.	Л о г и н о в А. И., А ф а н с к и н Н. Е. Вагоны-самосвалы. М.; А1аши-ностроение; 1975. 192 с.
47.	Л у к и н В. В.; А1 е д в е д е в В. П. Алгоритм отыскания оптимальных параметров основных типов грузовых вагонов. — Тр. ОмИИТ, т. 160, 1974, с. 29—39.
48.	Л у к и н В. В. АЪетодика исследования габаритных возможностей в конструкциях большегрузных вагонов. — Тр. ОмИИТ; т. 148, 1973; с. 3—17.
49.	А4 е д в е д е в В. П. Выбор оптимальных параметров цистерн и полувагонов с применением ЦВМ: Учеб, пособие. М.; А1ИИТ, 1977. 112 с.
50.	Оценка надежности несущих литых деталей по критерию усталостного разрушения на стадии технического проектирования: АЪетодические указания. АТ; ВНИИНмаш, 1973; с. 8—12, 56—62.
51.	Методы и аппаратура для статистических исследований динамических процессов в пути и подвижном составе/ Под ред. М. Ф. Вериго и А. Д. Скалова. М., Транспорт. 1972. 182 с. (Тр. ВНИИЖТ; Вып. 463).
52.	М и х а л ь ц е в Е. В.; Бауман В. Э. Экономика угольного полувагона. Л.; ЛИИЖТ, 1932. 145 с.
53.	Михальченко Г. С. Совершенствование конструкции бандажей колесных пар подвижного состава железных дорог ФРГ. — Железнодорожный транспорт за рубежом, 1975, № 3, с. 23—38.
54.	М о к р ш и ц к и й Е. И. История вагонного парка железных дорог СССР. М.; Трасжелдориздат, 1946. 204 с.
55.	Н и к о л ь с к и й Е. Н. Оболочки с вырезами типа вагонных кузовов. М.; АЪашгиз; 1963. 312 с.
56.	Никольский Е. Н. Расчет кузовов вагонов по методу конечных элементов на основе применения нерегулярных расчетных схем, составленных из разнородных элементов. — В кн.: Вопросы строительной механики кузовов вагонов. Тула, 1977; с. 4—18.
57.	Никольский Л. Н. Особенности ускоренных испытаний на надежность изделий со сложными отказами. — В кн.: Вопросы исследования надежности
431
и динамики элементов транспортных машин и подвижного состава железных дорог. Тула, 1977, с. 3—11.
58.	Никольск ий Л. Н.; Петрунина И. С., Петрунин В. С. Статистический метод расчета долговечности автосцепки с учетом малоцикловой усталости. — Машиноведение, 1975, № 1, с. 75—80.
59.	Н и к о л ь с к и й Л. Н. Фрикционные амортизаторы удара. М., Машиностроение, 1964. 171 с.
60.	Н И'к ольский М. Д. Расчет вагонных кузовов на основе метода конечных элементов'. — В кн.: Исследования по строительной механике (в транспортном строительстве). Л., ЛИИЖТ, 1975, с. 79—88.
61.	Н и к о л ь с к и й Н. Л. О релаксационной стойкости заневоленных пружин вагонных тележек. — Тр. ВНИИВ, 1975, вып. 27, с. 98—103.
62.	Никольский Н. Л. Особенности инженерного расчета заневоленных пружин для подвижного состава железных дорог и опытное определение характеристик пружин. — Тр. ВНИИВ, 1973, вып. 21, с. 67—74.
63.	Определение соответствия изделий машиностроения требованиям технической эстетики. М., НИИинформтяжмаш, 1970, вып. 7-70-6. 27 с.
64.	Основы балансировочной техники/ Под ред. В. А. Щепетильникова. T. I М., Машиностроение, 1975. 528 с.
65.	П е й р и к X. И., Органов Ю. П., К а ш к и н А. И. Выбор наиболее рациональных марок сталей для основных элементов кузовов и вагонов. — Тр. ВНИИВ, 1975, вып. 26, с. 3—17.
66.	Петров Н. П. Трение в машинах и влияние на него смазывающей жидкости. Петербург, типография Акад, наук, 1886. 557 с.
67.	Повышение конструктивной прочности стальных вагонных отливок/ Под ред. В. И. Власова. М.. Транспорт, 1976. 184 с. (Тр. ВНИИЖТ; Вып. 559).
68.	Повышение надежности и долговечности роликовых подшипников в буксах вагонов/ Под ред. В. Ф. Девяткова. М., Транспорт, 1978. 128 с. (Тр. ВНИИЖТ; Вып. 583).
69.	Повышение эффективности использования габаритов приближения строений и подвижного состава/ Под ред. А. Б. Острова. М., Транспорт, 1976. 116 с. (Труды ВНИИЖТ; Вып. 553).
70.	ГОСТ 188t>t>—73. Подшипники качения. Методы расчета динамической грузоподъемности и долговечности. Введ. 01.1.74; Срок действия до 01.07.82 — 12 с. Группа Г02.
71.	П о н о м а р е ь С. Д. Расчет интенсивно заневоленных пружин. — Вестник машиностроения, 1961 Кеб, с. 11 —14.
72.	П о с т н о в В. А., X а р х у р и м Н. Я. Метод конечных элементов (в расчетах судовых конструкций). Л., Судостроение, 1974. 344 с.
73.	П о т у р а е в В. Н., Д ы р д а В. И. Резиновые детали машин. М., Машиностроение, 1977. 216 с.
74.	Пригоровский Н. И., Панских В. К. Метод хрупких тензо-чувствительных покрытий. М., Наука, 1978. 184 с.
75.	Прочность, устойчивость, колебания. Справочник в трех томах/ Под ред. И. А. Бригера и Я. Г. Пановко. М., Машиностроение, 1968.
76.	Рабинович И. М. Строительная механика стержневых систем. М., Стройиздат, 1946. 420 с.
77.	Расчет вагонов на прочносА/С. В. Вершиьский, Е. Н. Никольский, Л. Н. Никольский и др.; Под ред. Л. А. Шадура, 2-е изд., перераб. и доп. М., Машиностроение, 1971. 432 с.
78.	Исследование напряженного состояния боковой рамы тележки ЦНИИ-ХЗ-О (зона внутреннего буксового проема)/ А. А. Рахмилевич, Р. М. Хаимов, А. П. Романов, Е. И. Самсонович — Тр. ВНИИВ, 1975, вып. 28, с. 3—15.
79.	Р е й т м а н М. И., Шапиро Г. С. Метод оптимального проектирования деформированных тел. М., Наука, 1976. 266 с.
80.	Р ж а в и н с к и й Б. А., Спиваковский А. Л., Чернявский Г. М. Специализированные грузовые вагоны в СССР: Обзор. М., НИИинформ-тяжмаш, 1976, вып. 5-76-36. 42 с.
81.	Романовский П. И. Ряды Фурье. Теория поля. Аналитические и специальные функции. Преобразование Лапласа. М., Наука, 1964. 303 с.
82.	Савоськин А. Н. Исследование режимов нагружения электроподвиж-ного состава и некоторые уточнения методики расчета на долговечность. — Тр. МИИТ, 1972, вып. 405, с. 91 —111.
83.	Серенсен С. В., К о г а е в В. П„ Шнейдерович Р. М. Несущая способность и расчеты деталей машин на прочность. 3-е изд., перераб. и доп. М., Машиностроение, 1975. 488 с.
84.	Серенсен С. В. Сопротивление материалов усталостному и хрупкому разрушению. М., Атомиздат, 1975. 191 с.
85.	С о б о л ь И. М. Метод Монте-Карло. М., Наука, 1972. 64 с.
86.	Справочник по строительной механике корабля/ Б. И. Слепов, А. 3. Локшин, Г. О. Таубин и др.; Под ред. Ю. А. Шиманского. Т. II. Л., Судпромгиз, I960 528 с.
432
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
Автосцепка СА-3: взаимодействие деталей механизма 267—270
механизм 266, 267
опорные части 275, 276
расцепной привод 272
ударно-центрирующий прибор 273 упряжное устройство 274, 275
Автосцепка СА-ЗМ 270
— СА-Д 270
— унифицированная 270—272
Автосцепки иностранные 276, 277
Автосцепное устройство:
параметры размещения 293—297 повышения прочности 264 применяемые материалы 263, 264 расчет корпуса 263—266 составные части 262 условия сцепления 296, 297
Априорная информация 79
Баббит кальциевый 135
Балансировка колесных пар 89, 90
Безотказность объекта 70
Буксы с подшипниками скольжения;
конструкция 132—136
подшипники двухслойные 135
— трехслойные 133, 134
смазочные устройства 135, 136 уплотняющая шайба 133, 134
Буксы с роликовыми подшипниками: выявление перегрева 132 конструкция 121—126 посадки подшипников 123, 124 типы подшипников 122 уплотнение корпуса 126
Бункерные вагоны-хопперы для перевозки:
зерна 323, 324
минеральных удобрений 324
муки 325
цемента 322, 323
Вагонный парк: выбор оптимальной структуры 30, 32 грузовой 6, 30, 33, 298, 299 зарубежный 333—337, 410—412 история развития 8—16 классификация 5—7 пассажирский 6, 381 перспективы развития 337, 338
Вагоны, общие сведения:
грузовые см. Грузовые вагоны испытания на прочность 417—429 классификация 5—7 общие элементы 7, 8 основы проектирования 415—418 пассажирские см. Пассажирские вагоны
промышленного транспорта 328—332 узкоколейных дорог 332, 333
Вейбулла распределение отказов 76, 78, 79
Вероятность безотказной работы 71, 73— 77, 80
— отказа 71, 73
Вкладыш буксовый 135
Водоснабжение пассажирских вагонов 407—410
Возвращающие устройства в тележках 179, 180
434
Вписывание вагона в габарит 18, 19, 24—29
Выносливость при неустановившемся режиме нагружения 63—67, 111—114, 224—226
Габарит подвижного состава 17, 18
—- приближения строений 17 Габаритная рамка 29 Габаритные расчеты 18, 19 Габариты вагонов 19—23 Гасители колебаний:
гидравлические 166, 170—175 расположение в тележках 180, 181 силы сопротивления 165. 166, 168, 169, 171, 174 фрикционные 165—169
Гидродинамическая теория трения 136 Гипотеза линейного суммирования повреждений 64, 65
Грузовые вагоны, конструкции: зарубежных дорог 333—337 крытые 299—310 платформы 318—322 полувагоны 310—318 промышленного транспорта 328—332 совершенствование конструкций 337, 338 транспортеры 325—328 хопперы 322—325 цистерны 339—368
Грузовые вагоны, параметры: грузоподъемность 39—43 коэффициент использовании грузоподъемности 34 — тары 37—39 линейные размеры 44, 45 нагрузка осевая 41, 42 — погонная 42, 43 — статическая 36 удельная площадь 34 удельный объем 33, 34, 36
Грузы, виды 30, 31
Дисбаланс, см. Неуравновешенность Долговечность объекта 70, 86, 87
Закон надежности экспоненциальный 73—76, 80, 81 ----логарифмически нормальный 75 Заневоливанпе пружин 151—153 Запас усталостной прочности: боковых рам тележек 225, 226 общие положения 66—68 осей 112—114, 118 пружин 155—157 элементов вагона 66, 68
Интенсивность отказов 71—73 Использование ЦВМ при расчетах: котла цистерны 367—372 корпуса автосцепки 265 кузова вагона грузового 241. 242 ------пассажирского 254, 255 параметров грузового вагона 45—50 рамы тележки вагона грузового 204— 210 ------пассажирского 219, 220
Испытания вагонов на прочность 417—• 429
Колеса:
бандажные 95
выбор диаметра 99, 100
— толщины обода 100, 101
из алюминиевых сплавов 98 исследования прочности 118—120 литые 96
материалы и механические свойства 96 профиль поверхности катания 97, 98 с гофрированным диском 98 типы 95
упругие 98
цельнокатаные 95—97
Колесные пары:
взаимодействие с рельсами 99, 102,
V/ 103
действующие силы 105—109 натяг при запрессовке 102 неуравновешенность 89, 90 прессовое соединение элементов 101— 103
раздвижные 104
размеры элементов 88, 89 расчетные схемы 107, 116 тепловая посадка 103 типы 88, 89
усилие напрессовки колес 101, 105
Колмогорова критерий 78, 79
Контур зацепления автосцепки 262
Коэффициент:
вертикальной динамики 52 готовности изделия 72
использования грузоподъемности 34, 35
относительного трения клинового гасителя колебаний 169 ----рессоры 144—147 тары 37—39
Крытые вагоны:
для перевозки скота 308, 309
с кузовом из алюминиевых сплавов 306, 308
— обшивкой деревянной 299—305 ---- металлической 305—307 — раскрывающейся крышей 309
Кузова вагонов:
действующие нагрузки 231, 232, 238— 243
основные несущие конструкции 227— 230
применяемые материалы 229
расчет методом конечных элементов 244, 252
— — сил 238, 239, 244—259 — плоской обшивки 232—235 — расчет трехслойных плит 243—247 расчетные схемы 236—239, 245, 247, 250, 251, 253—255
Материалы для вагоностроения: алюминиевые сплавы 59, 60 механические свойства 61, 62 полимерные 60, 61 стали 57—59
Мембранные напряжения 364, 365
Мера повреждения 64	j
Монте-Карло метод 84—87
Нагрузка вагона: боковая 54 вертикальная 53, 54 динамическая 51—56 от давления ветра 55
“ тормозных сил 56, 57
при маневровых операциях 85, 86 полезная 51
продольная 56
статическая 36, 37, 51
центробежная 54, 55
Нагрузки на колесную пару: вертикальная реакция рельсов 109 — статическая 105, 106 — динамическая 106 — от давления ветра 107 ------ сил инерции 108 ------- центробежной силы 106 горизонтальные 107—109
Нагрузки на тележку 193—196
Надежность:
время безотказной работы 77 законы распределения отказов 75—77 80, 81
количественные характеристики 71, 72 наработка до отказа (на отказ) 71—73 понятие 69, 70
при усталостных отказах 86. 87 расчеты при проектировании 79—87
Напряжения обшивки кузова: изгибные 247—249 критические 248, 249 срединные 232—234, 243. 244
Неуравновешенность колесной пары 89, 90
Оси колесных пар: конструкция 90—94 материал 92, 93 повышение прочности 92, 93, 104, 105 полые 93—95 расчет на выносливость 111—118 — методом ОСЖД 117, 118 ------ЦНИИ-НИБ 116, 117 расчетные нагрузки 109—111 — схемы 110, 116 типы 88, 89
Отказы:
внезапные 73, 74, 80, 81 классификация 70 постепенные 74, 75 смешанные 75, 76
Очертание вагона строительное и проектное 27—29
Параметр потока отказов 71
Пассажирские вагоны, конструкции: багажные 385, 386 двухэтажный 382, 384 зарубежных дорог 410—412 купейные 382, 383 некупейные 381, 386—390, 394, 395 общие элементы кузова 386—402 перспективы развития 412—414 почтовые 384, 385 рестораны 386 скоростного поезда РТ200 396—400 электростанция 386
Пассажирские вагоны, общие сведения: водоснабжение 407—410 двери 405 защита от коррозии 390, 392, 394 396 397 мебель 405—407 окна 402—404 переходные площадки 291, 292, 402 планировки 381—385 подножки 401.
435
показатели качества 380
— надежности 381 совершенствование конструкций 412— 414
технические требования 379, 380 типы 6, 381
Платформа двухъярусная 320, 321 — для перевозки контейнеров 321 — универсальная 318—320
Повреждения усталостные, развитие 64
Поглощающие аппараты: гидравлические 289—291 гидрогазовые 289, 290 коэффициент передачи 284 параметры 278, 279 пружинно-фрикционные 279—282 силовые характеристики 282—286 с резиновыми элементами 287, 288 энергоемкость 278, 284—286
Подшипники роликовые: крепление на осп 92, 123—125 повышение надежности 131, 132 распределение нагрузки 125, 126 расчет долговечности 127—130 эффективность применения 138, 139
Подшипники скольжения: жидкостное тренне 136, 137 конструкция 133—135 отвод тепла 137
Полимерные материалы 60, 61
Полувагоны:
восьмиосный 310—314 четырехосный с деревянной обшивкой 316, 317
— цельнометаллический 314, 315, 317 шестиосиый 317, 318
Польстер 135, 136
Поток отказов 71
Предел выносливости 65—68
Прочность сварных соединений 57. 58
Пуассона распределение отказов 77, 81
Работоспособность объекта 70
Распор кузова сыпучим грузом 236—241 Распределение отказов Вейбулла 78, 79 ------нормальное 75 ------Пуассона 77, 81
Расчет надежности методом: квазистатическим 83 конечных элементов 244—249, 252 ИМАШ 86, 87, 153—156 Монте-Карло 84—87 сил 239—242
Ремонтопригодность объекта 70
Рессорный комплект тележки ЦНИИ-ХЗ-О 182
Рессорное подвешивание: гасители колебаний 165—175, 180, 181 гибкость 144 допускаемые напряжения 143 жесткость 144, 149, 157, 165, 220, 222 повышение прочности 156, 157 прогиб при деформации 144, 146, 149, 153, 157—159, 162, 165 пружины заневоленные 151—153 — расчет 147—151, 153—157 — способы соединения 146, 147 — типы 140—142 расчетная нагрузка 143 рессоры кольцевые 157, 158 — листовые, расчет 158, 159 ------------типы 142 ------трение 144, 145 — пневматические 163—165
436
—	резиновые 159—163
—	торсионные 157
Смещения вагона при движении 17—19, 24—26
Стабилизатор в автоспепном устройстве 274, 275 -----рессорном подвешивании 180
Структурная надежность изделия 79, 80
J ' Тележки вагонов, общие сведения действующие силы 193—196 классификация 176, 177 люлечное подвешивание 179, 220—224 передача нагрузки от кузова 177, 178
Тележки вагонов грузовых: двухосные 182, 183, 186 зарубежных дорог 186, 187 расчет боковой рамы 197—210 — надрессорной балки 210—212 — частей трех- и четырехосных тележек 212—214 расчетные схемы 198, 201—203, 205 трехосные 183, 184 четырехосные 184, 185
Т «лежки вагонов пассажирских: зарубежных дорог 191, 192 нормативные требования 192, 193 расчет люлечного подвешивания 220— 224 — рамы 214—220 расчетные схемы 214, 215, 218—220 типа КБЗ-5, КВЗ-ЦНИИ 187—189 — ТСК-1 189, 190
Тензодатчик (тензометр) 422—425 Технический ресурс изделия 70 Транспортеры 326—328
Ударно-тяговые приборы: классификация 260 расчет корпуса 263—266 типы автосцепок 261
Уплотнительная шайба буксы 133, 134 Упругая плошадка 291, 292
Усталость малоцикловая автосцепки 264, 265
Усталостная прочность тележки 224—226 Устойчивость несущей обшивки: плоской 232—235 сжатых стержней 235 трехслойной 243—249
Центрирующий прибор см. Автосцепка СА-3
Цистерны, конструкции: восьмиосная 340 зарубежных дорог 358—360 специальные 348—358 четырехосная общего назначения 345— 348
Цистерны, общие сведения: действующие нагрузки 363, 364 классификация 339 предохранительный клапан 363 расчет котла 364—367 сливной прибор 361—363 ходовые части 378
Энергоемкость, поглощающего аппарата 278, 284—286
Эргодичность 77
ОГЛАВЛЕНИЕ
От авторов............................................................ 3
Глава 1
Общие сведения о вагонах
1.1.	Характеристика вагонного парка и его классификация............... 5
1.2.	Основные элементы конструкции вагона............................. 7
1.3.	Развитие вагонного парка отечественных железных дорог............ 8
Глава II
Габариты
II.1.	Основные определения............................................17
II.2.	Габариты вагонов................................................19
II.3.	Вписывание вагона в габарит.....................................24
Глава III
Технико-экономические параметры грузовых вагонов
III.1.	Необходимость экономических исследований и выбор типов грузовых вагонов ..............................................................30
III.2.	Параметры грузовых вагонов ....................................33
III.3.	Удельный объем и удельная площадь..............................33
III.4.	Коэффициенты тары .	 37
III.5.	Грузоподъемность и погонная нагрузка	вагона....................43
III.6.	Линейные размеры вагона........................................44
III.7.	Последовательность определения основных	параметров вагона .... 45
Глава IV
Основные данные для расчета вагонов на прочность и оценка надежности элементов вагонной конструкции
IV.	1. Нагрузки, действующие на вагон................................51
IV.2.	Применяемые материалы и допускаемые напряжения..................57
IV.3.	Основные принципы и понятия теории надежности...................69
IV.4.	Количественные характеристики надежности........................71
IV.5.	Общие аналитические зависимости для расчета показателей надежности 72
IV.6.	Закономерности распределения времени безотказной работы. Потоки отказов .	 73
IV.7.	Распределение времени безотказной работы для некоторых элементов вагонной конструкции..................................................77
1V	.8. Расчет показателей надежности	при проектировании..............79
Глава V
Колесные пары
V	. 1.	Назначение, классификация и основные	размеры	колесных пар ... 88
V.	2.	Оси ...........................................................90
V.3	.	Колеса.........................................................95
V.4.	Диаметр и толщина обода колеса.................................99
V.	5.	Соединение колеса с осью......................................101
V	.6.	Повышение прочности и надежности оси	колесной	пары....104
V.	7.	Силы, действующие на колесную пару............................105
V.8	.	Расчетные нагрузки и режимы нагружения оси колесной пары......110
V.9.	Расчет оси на выносливость при нестационарном режиме	нагружения .111
V.1	0.	Упрощенные методы расчета оси................................116
V.	11. Некоторые положения расчетно-экспериментальной оценки прочности колеса.................................................-...............1
437
Глава VI
Буксы
VI.	1. Назначение и классификация букс .............................121
VI.2	. Буксы с роликовыми подшипниками..............................121
VI.3.	Расчет роликовых подшипников...................................127
VI.	4. Условия безопасной эксплуатации букс с подшипниками качения . . . 130
VI	.5. Буксы с подшипниками скольжения..............................132
VI.	6. Расчет подшипников скольжения ...............................136
VI.7	. Экономическая эффективность перевода букс грузовых вагонов на роликовые подшипники...................................-...............138
Глава VII
Рессоры, пружины и гасители колебаний
VII.1	. Назначение и разновидности рессор, пружин и гасителей колебаний 140
VII.	2. Конструкции пружин и листовых рессор........................140
VII	.3. Расчетные нагрузки, материалы и допускаемые напряжения......142
VII.	4. Упругие свойства и силовые характеристики пружин и рессор .... 143
VII.5	. Расчет витых пружин.......................................  147
VII.6.	Расчет пружин при действии горизонтальной и вертикальной нагрузок 150
VII.	7. Заневоленные пружины.........................................151
VII	.8. Расчет пружин на выносливость...............................153
VII.	9. Торсионные и кольцевые рессоры...............................157
VII.	10.	Расчет листовых рессор.....................................158
VII.	11.	Конструкция и расчет резиновых рессор.......................159
VII.	12.	Пневматические рессоры......................................163
VII.	13.	Гасители колебаний.........................................165
Глава VIII
Тележки
VIII.	1. Назначение и классификация тележек..........................176
VIII.2	. Возвращающие и стабилизирующие устройства в тележках........179
VIII.3.	Расположение гасителей колебаний в тележках .................180
VIII.	4. Тележки грузовых вагонов....................................182
VI	II.5. Тележки пассажирских вагонов ..............................187
VII	I.6. Требования, предъявляемые к тележкам.......................192
VIII	.7. Силы,действующие на тележку ...............................193
VIII.	8. Расчет литой боковой рамы двухосной тележки грузового вагона 197
VII	1.9. Расчет литой боковой рамы двухосной тележки с применением вычислительных машин...................................................204
VII	I. 10. Расчет надрессорной балки тележки........................210
VIII	. 11. Особенности расчета частей трех- и четырехосных тележек грузовых вагонов].............................................................212
VIII.	12.	Расчет рам тележек	пассажирских вагонов....................214
VIII.	13.	Расчет деталей	люльки......................................220
VIII	. 14. Оценка усталостной прочности рам, надрессорных балок и других частей тележек.......................................................224
Глава IX
Кузова вагонов
I	X.1. Классификация и основные принципы устройства................227
IX	.2. Основные положения расчета кузовов...........................230
IX.	3. Особенности работы и устойчивость элементов кузова с несущей обшивкой 232
IX.4	. Расчет кузова грузового вагона........................... ...	236
IX.	5. Особенности расчета кузова с несущей конструкцией в виде трехслойной оболочки.........................................................243
IX	.6.	Приближенный	расчет	кузова	пассажирского вагона......249
IX.	7.	Уточненные расчеты	кузова	пассажирского вагона...............252
IX.8	. Расчет напряжений в поясах кузова пассажирского вагона типа замкнутой оболочки.........................................................256
Глава X
Ударно-тяговые приборы
Х.1.	Назначение и классификация ударно-тяговых приборов ....... 260
Х.2	. Автосцепное устройство. Корпус автосцепки.....................262
Х.	З. Расчет корпуса автосцепки на малоцикловую усталость и вероятность хрупкого разрушения..................................................264
438
Х.4.	Механизм автосцепки	СА-3 ......................................266
Х.5.	Модернизированная и	унифицированная	автосцепки .............. 270
Х.6. Расцепной привод, ударно-центрирующий прибор, упряжное устройство и опорные части.....................................................272
Х.7, Иностранные автосцепки...........................................276
Х.8. Назначение и параметры поглощающих	аппаратов....................277
Х.9. Пружинно-фрикционные аппараты....................................279
Х.10. Силовые характеристики и энергоемкость	аппаратов................282
Х.11. Уточненное построение силовых характеристик пружинно-фрикционных аппаратов.....................................................285
Х.12. Способы повышения энергоемкости и обеспечения стабильности пружиннофрикционных аппаратов.........................................286
Х.13. Поглощающие аппараты с резиновыми	элементами....................287
Х.14. Гидравлические поглощающие аппараты...........................  289
Х.15. Упругая площадка..............................................  291
Х.16. Параметры размещения автосцепного устройства и условия сцепления автосцепок........................................................  293
Глава XI
Грузовые вагоны
XI. 1. Технические требования к основным типам грузовых вагонов.......298
XI.2. Крытые вагоны...................................................299
XI.3. Полувагоны......................................................310
XI.4. Платформы.......................................................318
XI.5. Хопперы и другие вагоны бункерного типа.........................322
XI.6. Транспортеры....................................................325
XI.7. Вагоны промышленного транспорта и узкоколейных железных дорог 328
XI.8. Особенности некоторых грузовых вагонов зарубежных железных дорог 333
XI.9. Пути дальнейшего развития конструкций грузовых вагонов..........337
Глава XII
Цистерны
XII.1.	Классификапия цистерн..........................................339
XII.2.	Цистерны общего назначения.....................................340
XII.3.	Специальные цистерны...........................................348
XII.4.	Сливные приборы и предохранительные клапаны....................361
XI 1.5.	Расчет котла цистерн..........................................363
XII.6.	Уточненный расчет напряжений в цилиндрических	частях котлов .... 367
XII.7.	Требования, предъявляемые к ходовым частям цистерн............378
Глава XIII
Пассажирские вагоны
XIII.1. Технические требования к пассажирским вагонам.................379
XIII.2. Типы, основные параметры и планировки пассажирских вагонов . . . 381
XIII.3. Кузова вагонов................................................386
XIII.4. Внутреннее оборудование пассажирских, служебных и бытовых помещений ..............................................................402
XIII.5.	Водоснабжение вагонов.........................................407
XIII.6.	Особенности пассажирских	вагонов зарубежных	железных дорог . . . 410
XIII.7.	Тенденции развития конструкций	пассажирских	вагонов.412
Глава XIV
Основы проектирования, постройки и испытания вагонов
XIV. 1. Стадии проектирования, изготовления и испытаний вагонов.......415
XIV.2. Задачи испытаний вагонов и основные положения методики их проведения ............................................................418
XIV.3. Разновидности датчиков и измерительной аппаратуры..............419
XIV.4. Некоторые особенности статических испытаний на прочность .... 421
XIV.5. Выбор мест установки датчиков для определения напряжений .... 422
XIV.6. Испытания на продольные ударные нагрузки. Вибрационные испытания 425
XIV.7. Применение статистических методов и специальной аппаратуры в экспериментальном исследовании...................................427
Список литературы ....................................................430
Предметный указатель.........................'...................•	. . 434
439